CN103538696A - 一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，具体步骤为：步骤一、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；步骤二、判断所述K_N是否大于设定阈值K，若是，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法。本发明基于有效功率和总功率之比评价机械系统的声学品质，该评价方法适用于在舰船机械系统的方案设计阶段，利用本发明方法评价舰船机械系统方案设计的声学品质，评价方法简单，可操作性好。

Description

一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法

技术领域

本发明属于舰船减振降噪技术领域，具体涉及一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法。

背景技术

机械系统方案应在工程设备早期设计阶段时选取，不仅要考虑其性能的、强度的、运行的因素，还要考虑其声学因素。由于受到系统功能用途上的约束以及对它们在强度、生存性和可靠性方面的要求，这些方案往往会在构造的复杂性上各不相同，以上情况导致高噪声管路传输系统的一系列因素的出现。

机械系统设计受下列情况影响，通常在设计管路传输系统时要加上一定的裕度：

1）由于管路传输系统的淤塞、盐化、磨损、附着生物等等而可能导致液力阻力的增加；

2）在改装中所需的裕度（其中包括在建造过程中的）；

3）在可能的紧急情形等各种情况所需的裕度。

因此在工程设施的早期设计阶段进行管路传输系统合理构造方案的探索时，要求对系统方案的声学品质有评价的判据。

在舰船机械系统的方案设计阶段，机械系统方案一般包括系统用途、所用工作介质、构造形式、额定配置参数和运行参数等，而机械设备的振动噪声情况、机械系统设备和管路的隔振措施等在方案设计阶段都还没有确定，因此，无法进行机械系统振动噪声的估算。

方案设计阶段评价舰船机械系统方案声学品质，比较通用的做法是：统计机械系统方案的配置和运行功率，并和母型艇原有机械系统参数进行比较，作为方案设计阶段机械系统声学品质的参考，而对于新研的机械系统，缺乏评价机械系统的声学品质的有效手段。

发明内容

本发明的目的在于，利用基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，评价舰船机械系统方案设计阶段的声学完善度，判断其能否满足机械系统方案设计阶段的声学设计要求。

实现本发明的技术方案如下

一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，具体步骤为：

步骤一、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W$

步骤二、判断所述K_N是否大于设定阈值K，若是，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法。

一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，具体步骤为：

步骤（1）、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W$

步骤（2）、计算表示水泵振动噪声特性值B_S；

$B_S\≈\frac{Q\·H}{f\·D\·\sqrt{Z}}$

其中，Q为水泵流量，H为水泵的压头，f为水泵工作叶轮频率，D为水泵工作叶轮直径，Z为水泵的叶片数量；

步骤（3）、对所述K_N和所述B_S分别进行判断，若满足K_N大于设定阈值K且B_S小于设定阈值B，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法。

有益效果

1）本发明基于有效功率和总功率之比评价机械系统的声学品质，该评价方法适用于在舰船机械系统的方案设计阶段，利用本发明方法评价舰船机械系统方案设计的声学品质，评价方法简单，可操作性好。

2）本发明评价舰船机械系统方案设计的声学品质，可实现机械系统声学品质的定量评价，评价原理清晰，结论可靠。

3）本发明首次提出评价水泵振动噪声特性的方法，利用该方法可以指导水泵的设计，也可以评价机械系统中主要噪声源水泵的振动噪声特性，从而评价出舰船机械系统方案设计的声学品质。

附图说明

图1为本实施例评价方法的流程图；

图2为本实施例包含水泵振动噪声特性的评价方法的流程图；

图3为本实施例两个消耗器的冷却系统初始功能方案；

图4为本实施例两个消耗器的冷却系统原理方案；

图5为本实施例第二个消耗器液力阻力下降2倍的冷却系统原理方案；

图6为本实施例第二个消耗器液力阻力下降4倍的冷却系统原理方案。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明进行详细说明。

实际上管路传输系统的每一个部件可以成为声扰动的发生器，此时系统部件中声扰动的强度由每个系统部件中工作介质功率的变化（它的增加或损耗）来确定。由此可见，在选择管路传输系统的方案时，在任何情形下，保证基本运行工况需求的部分，同时必须使系统中的无用功率损耗（相对于系统的功能用途来说）达到最大的降低。

基于上述理论，本发明提出基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，如图1所示，具体步骤为：

步骤一、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W---\left(1\right)$

步骤二、判断所述K_N是否大于设定阈值K，若是，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法；其中阈值K根据对所需评价系统的要求进行设定，当对其要求较高时，则可将k设置大一些（即接近于1），反之亦然。

本发明为了评价机械系统方案性结构构造的品质，作为广泛性的判据，首次提出利用无量纲参数K_N，表征机械系统的有效功率和总功率之比，即系统在完成其功能时所有消耗器所必需消耗的功率——W_N，和所有机械能源提供给系统工作介质的总功率——W之比。

所有机械能源提供给系统工作介质的总功率值由下式确定：

$W=\underset{m=1}{\overset{M}{\mathrm{\Σ}}}{H}_m{Q}_m---\left(2\right)$

式中：M——系统中能源的数量，

H_m——第m个能源（泵）的压头，Pa；

Q_m——第m个能源（泵）的流量，m³s。

相应地，为满足其功能，系统所有消耗器所需的功率值由下式确定：

$W_N=\underset{n=1}{\overset{N}{\mathrm{\Σ}}}{H}_n{Q}_n---\left(3\right)$

式中：N——在管路传输系统中功能上所需的功率消耗器的数量，

H_n——系统第n个消耗器上工作介质的压头损失，Pa；

Q_n——系统第n个消耗器上必须的工作介质的流量，m³s。

值N、H_n和Q_n应在管路传输系统所用的基本工况下来确定。

由公式（2）和（3）所确定的差值（W-W_N）表征系统中功率的无用消耗值。这一功率消耗于克服系统中传输管路，附件和别的部件的液力阻力，还有所有可能的结构性贮备，系统中无用消耗功率也确定了系统中不必要的声扰动，它与系统执行自己的功能无直接的联系。

明显地，参数K_N确定系统为实现本身的功能用途而消耗的功率分数，该值具有类似于任意机械效率的物理意义，因此该值可称为管路传输系统的效率，该值越靠近1，则系统中消耗的无用功率越小，也即不必要的声扰动越小，机械系统声学品质越好。由于W_N是管路传输系统按直接用途工作所必须的条件，而值W直接地影响系统的振动状况，故管路传输系统的效率参数K_N可估计系统方案构造的声学完善度。

在管路传输系统的效率参数一定的前提下，进一步考虑机械系统声学品质，就要深入了解机械系统内部考虑主要噪声源的振动噪声特性。一般而言，水泵是液体传输系统中最主要的噪声源，掌握水泵的噪声特性，就基本掌握了液体传输系统主要噪声源的激励特性，通过大量水泵声学功能参数和振动噪声特性相互关系研究的基础上，首次提出了基于水泵振动噪声特性评价舰船机械系统声学品质。

本发明还需对水泵噪声特性进行判断，只有在水泵的声学性能满足要求的情况下，才能判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，如图2所示，具体过程为：

步骤（1）、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W$

步骤（2）、计算表示水泵振动噪声特性值B_S；

$B_S\≈\frac{Q\·H}{f\·D\·\sqrt{Z}}$

其中，Q为水泵流量，H为水泵的压头，f为水泵工作叶轮频率，D为水泵工作叶轮直径，Z为水泵的叶片数量；由该关系式可见，水泵的振动和噪声级正比于泵流量和其压头的乘积，反比于旋转频率、工作叶轮直径和工作叶轮叶片数的平方根值。

步骤（3）、对所述K_N和所述B_S分别进行判断，若满足K_N大于设定阈值K且B_S小于设定阈值B，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法，其中阈值B的设定原理与阈值K的设定原理相同。

利用公式（4），就可以在水泵设计的阶段，根据水泵的功能参数，初步预测水泵的振动噪声特性，指导水泵的设计，也可以根据公式（4）评价机械系统中主要噪声源水泵的振动噪声特性，结合管路传输系统的效率参数一起，评价船舶机械系统的声学品质。

实例1：

下面利用管路传输系统的效率参数K_N和B_S，具体评价舰船典型冷却系统的声学品质。

假设冷却系统所有消耗器并行地联接着，它们位于进口和出口的主管路之间，在这种情形中主管路起了集合器的作用，其中的每一个都保持常压。为了简化，研究两个消耗器的水冷却系统，这种冷却系统原功能方案示于图4所示，将冷却水供给每一个消耗器的传输管路的公称通径为D_y为100mm。第一个消耗器在正常功能下需25m³/h,它的压力损失为5×10⁴Pa（5m水柱），第二个消耗器也需要25m³/h,但其压头损失为2×10⁵Pa（20m水柱），系统初始功能方案如下图3。

为了保证这些参数，传输管路中的压头应提高到2×10⁵Pa。在这里为了保证通向第一个消耗器管路中所需的冷却水参数，必须要装入某一个节流装置，节流装置上应消耗1.5×10⁵Pa的压力落差，结果系统方案采用如图4中的形式。

为了简化，略去热交换器和附件的阻力（在图中未画出附件），得到泵应在H=2×10⁵Pa，提供冷却水流量Q=50m³/h的工况下工作。泵消耗的液力功率由下式确定：

$W_1=\frac{1}{3600}\×Q(m^3/h)\×H\left(\mathrm{Pa}\right)=2.72\×{10}^{-4}\×50\×2\×{10}^5=2.72\×{10}^{3}W---\left(5\right)$

由这一功率，为了满足消耗器的正常功能，需要如下的液力功率：

对第一个—— $\frac{1}{3600}\×25\×5\×{10}^4=3.4\×{10}^{2}W;$

对第二个—— $\frac{1}{3600}\×25\×2\×{10}^5=1.36\×{10}^{3}W;$

该系统两个消耗器所需的总功率为1.7×10³W。

按照公式（1）计算的该系统的效率如下：

$K_N=W_n/W=1.7\×{10}^{3}W/2.72\×{10}^{3}W=62.5\%$

若第二个消耗器的液力阻力能下降2倍，即它所需的压力落差为lO⁵Pa，为了第一个消耗器的正常功能需要安装节流装置，上面的落差应为5×10⁴Pa，结果系统方案采用如图5中的形式。在这种情形下泵所需的功率下降2倍，它的值为：

$W_2=\frac{1}{3600}\×Q(m^3/h)\×H\left(\mathrm{Pa}\right)=\frac{1}{3600}\×50\×1\×{10}^5=1.36\×{10}^{3}W---\left(6\right)$

由这个泵功率（已降低2倍），为了满足所有消耗器的正常功能必须消耗如下功率：

对第一个—— $\frac{1}{3600}\×25\×5\×{10}^4=3.4\×{10}^{2}W;$

对第二个—— $\frac{1}{3600}\×25\×1\×{10}^5=6.8\×{10}^{2}W;$

该系统两个消耗器所需的总功率为1.02×10³W。

按照公式（1）计算的该系统的效率如下：

$K_N=W_n/W=1.02\×{10}^3/1.36\×{10}^{3}W=75\%$

这样，对于这一系统不仅使用较小功率，并有较小的振动特性的泵，而且采用的节流装置上面也消辑较小的功率。

进一步，如果能将第2个消耗器阻力再降低2倍，使其压力损失值为5×10⁴Pa，则一般说节流装置可以不要，结果系统方案采用如图6中的形式。在这情况下所需的泵功率为：

$W_3=\frac{1}{3600}\×Q(m^3/h)\×H\left(\mathrm{Pa}\right)=2.72\×{10}^{-4}\×50\×5\×{10}^{-4}=6.8\×{10}^{2}W---\left(7\right)$

由这一功率，消耗器功能所需液力功率为:

对第一个—— $\frac{1}{3600}\×25\×5\×{10}^4=3.4\×{10}^{2}W;$

对第二个—— $\frac{1}{3600}\×25\×5\×{10}^4=3.4\×{10}^{2}W;$

该系统两个消耗器所需的总功率为6.8×10²W。

在这种情形下系统的效率为：

$K_n=W_n/W=6.8\×{10}^{2}W/6.8\×{10}^{2}W=100\%$

与初始方案相比较，系统中泵所需功率减少4倍，并且完全地消除了无用损失（没有节流）。用恰当方法在具体的管路传输系统中选取消耗器的特性，不仅可以显著地降低机械能源（泵）所需的功率，还可以大量缩减系统中不必要的节流，同样还降低系统的振动特性。

另外，假设系统采用图6方案，管路传输系统的效率为1，进一步评价机械系统的声学品质，就需要考虑机械系统内部水泵的振动噪声特性，在水泵流量Q和压头H一定，也就是功率需求

W一定的条件下，水泵的振动噪声特性主要反比于水泵旋转频率、工作叶轮直径和工作叶轮叶片数的平方根值。

对于一台功率确定的水泵来说，在水泵工作叶轮直径和工作叶轮叶片数相同的情况下，水泵的旋转频率越快，水泵的振动噪声性能越好；在水泵旋转频率和工作叶轮叶片数相同的情况下，水泵的工作叶轮直径越大，水泵的振动噪声性能越好；在水泵的旋转彭量和工作叶轮直径相同的情况下，水泵的工作叶片数越多，水泵的振动噪声性能越好。

水泵的旋转频率、工作叶轮直径和工作叶轮叶片数越大，水泵的振动噪声特性越好，当然还要考虑实际的因素，水泵的旋转频率不可能无限快，水泵工作叶轮直径也受到很多实际条件的限制，不可能无限大，水泵工作叶轮叶片数考虑水泵工艺的要求，也不可能做的无限多，在全面考虑实际情况的基础上，尽量提高水泵的旋转频率、工作叶轮直径和工作叶轮叶片数有利于控制水泵的振动噪声。

综上所述，以上仅为本发明的较佳实施例而已，并非用于限定本发明的保护范围。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (2)

1.一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，其特征在于，具体步骤为：

步骤一、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W$

步骤二、判断所述K_N是否大于设定阈值K，若是，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法。

2.一种基于有效功率的舰船机械系统声学品质评价方法，其特征在于，具体步骤为：

步骤（1）、计算舰船机械系统的有效功率W_N和总功率W之比K_N；

$K_N=W_N/W$

步骤（2）、计算表示水泵振动噪声特性值B_S；

$B_S\≈\frac{Q\·H}{f\·D\·\sqrt{Z}}$

其中，Q为水泵流量，H为水泵的压头，f为水泵工作叶轮频率，D为水泵工作叶轮直径，Z为水泵的叶片数量；

步骤（3）、对所述K_N和所述B_S分别进行判断，若满足K_N大于设定阈值K且B_S小于设定阈值B，则判定舰船机械系统的声学品质能够满足设计要求，否则判定其无法满足设计要求，结束该方法。

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