Caractéristiques du spectre de bruit des groupes motopompes marins induits par différentes sources d'excitation

Jul 12, 2023

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 8678 (2022) Citer cet article

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Pour étudier les caractéristiques du spectre de bruit des pompes marines induites par différentes sources d'excitation, un modèle aéroacoustique computationnel (CAA) du bruit de champ interne et externe d'une pompe marine a été établi. La méthode couplée acoustique-vibration a été utilisée pour obtenir les caractéristiques spectrales du bruit de champ interne et externe. La précision et la faisabilité de la méthode de simulation pour la prévision du bruit ont été confirmées par un test de bruit. En raison des différents milieux dans les champs internes et externes de la pompe marine, un modèle acoustique de champ externe a été établi sur la base de la technologie AML (Automatic Matched Layer). Les caractéristiques spectrales de différentes sources d'excitation et la distribution spatiale du champ sonore rayonné ont été analysées, et la contribution des différentes excitations de source sonore au champ sonore interne et externe a été révélée. Les résultats montrent que la fréquence principale du bruit de champ interne généré par différentes excitations se situe à la fréquence de passage des pales, et le bruit de champ interne induit par les excitations acoustiques dipolaires domine à 180,6 dB. Pour le bruit de champ externe, la fréquence principale est toujours située à la fréquence de passage des pales. Le bruit de rayonnement induit par l'excitation fluide (139,2 dB) est supérieur à celui induit par les excitations dipolaires (dipôle de surface, 136,3 dB ; dipôle tournant, 137,3 dB).

Les pompes centrifuges marines sont des équipements auxiliaires essentiels sur les navires et jouent un rôle vital dans le fonctionnement régulier des navires. Les pompes marines produisent un bruit fort pendant le fonctionnement et le mécanisme de génération de bruit est complexe. Le niveau sonore des pompes marines est critique, en particulier pour les navires militaires. Les vibrations et le bruit sont indissociables pendant le fonctionnement de la pompe. Les vibrations génèrent du bruit, et le bruit affecte également les vibrations. Il existe de nombreuses sources de bruit pour les groupes motopompes, et la source la plus courante est le bruit causé par la vibration des groupes motopompes, qui est un bruit de vibration structurel. Le bruit généré par l'écoulement du fluide est appelé bruit hydrodynamique1,2,3,4, qui contribue davantage au bruit des groupes motopompes, et le mécanisme de génération est également compliqué.

Le concept de bruit hydrodynamique a été initialement développé grâce à la théorie de l'analogie acoustique de Lighthill5. Par la suite, Williams et Hawkings6 ont appliqué l'équation gouvernante au problème aux limites du mouvement solide et ont proposé la célèbre équation FW-H pour diviser les sources de bruit hydrodynamique en sources sonores monopôle, dipôle et quadripôle. Pour faciliter la compréhension, les chercheurs ont classé le bruit en bruit à large bande et en bruit discret, à savoir le bruit à une seule tonalité7. Parmi le bruit induit par le débit de la pompe, le bruit de la source monopolaire est induit par l'effet de compression volumique de la cavitation de la pompe et est un bruit discret. La source dipôle est principalement causée par la force fluctuante instable du fluide agissant sur la surface de la structure, qui comprend le bruit à large bande et le bruit discret. La source quadripolaire est causée par la turbulence générée par l'écoulement de fluide à grande vitesse, qui est classée comme bruit à large bande8.

Dong et al.9 ont étudié les caractéristiques de pulsation de pression et de force radiale dans le processus d'écoulement instable à différents stades de cavitation au moyen d'essais. Howe10,11 a souligné que la principale source sonore des machines tournantes est la source sonore dipolaire causée par la force instable et a proposé que le champ d'écoulement puisse être résolu en premier, puis le champ sonore peut être résolu davantage en fonction des résultats obtenus sur le champ d'écoulement. Zhou et al.12 ont proposé que les sources de bruit hydrodynamique sont similaires lorsque les nombres de Reynolds fluides sont similaires. Les principaux calculs acoustiques pour les champs internes et externes des pompes sont la méthode des éléments de frontière (BEM) et la méthode des éléments finis (FEM). Si et al.13 ont utilisé le BEM direct pour calculer le champ sonore dans une pompe centrifuge et ont découvert que la fréquence de passage des pales et le multiplicateur sont les fréquences caractéristiques du bruit induit par le fluide. Cai et al.14 et Yu et al.15 ont également utilisé cette méthode pour calculer le bruit interne des pompes submersibles pour eaux usées et des pompes vortex auto-amorçantes. Allen16 a proposé le FEM/BEM couplé pour calculer le bruit rayonné de la structure par la couche limite, en utilisant une pression fluctuante sur le mur pour définir l'excitation sur le système structure-acoustique. Warszawski et al.17 ont utilisé le FEM/BEM pour étudier les caractéristiques de propagation des ondes acoustiques générées par les interactions fluide-structure. Han et al.18 ont réalisé le calcul du couplage acoustique-vibration pour la structure con-shell par le FEM/BEM, ont obtenu le niveau de pression acoustique au point de mesure et ont vérifié la précision du résultat du calcul par des expériences. Liu et al.19 ont étudié l'influence de l'angle de sortie des pales et de la largeur sur le bruit induit par le fluide de la pompe centrifuge par la méthode BEM directe. Dai et al.20 ont également calculé le bruit de champ externe d'une pompe centrifuge par vibration acoustique couplée.

Bien que les milieux soient différents à l'intérieur et à l'extérieur de la pompe marine, l'élément frontière ne peut définir qu'une seule propriété du fluide, donc cette méthode ne peut résoudre efficacement le problème de bruit dans le champ extérieur de la pompe. En revanche, la méthode des éléments finis acoustiques est efficace pour calculer l'acoustique du rayonnement. Xie et al.21,22 ont prédit le bruit sous-marin à basse fréquence d'une coque renforcée à petite échelle en se basant sur la méthode acoustique des éléments finis et ont prouvé l'efficacité de la prédiction du champ sonore infini. Majda23 a proposé la condition aux limites d'absorption, qui remplace le champ sonore externe infini par un domaine fluide convexe. La condition aux limites d'absorption acoustique est imposée au domaine fluide convexe. Bérenger24 a utilisé la méthode des couches parfaitement adaptées (PML) pour calculer la fluctuation du champ électromagnétique. Étant donné que cette méthode nécessite des ingénieurs expérimentés pour terminer la division de la couche d'absorption, la technologie de couche automatiquement adaptée (AML) est proposée. La méthode AML génère automatiquement des domaines cellulaires de couche correspondants en fonction de la zone d'éléments finis structurels, et la taille du domaine cellulaire varie en fonction de la fréquence d'analyse, ce qui peut améliorer l'efficacité du calcul.

Il y a eu peu d'études sur les effets de l'excitation du fluide et des excitations dipolaires sur le bruit de la pompe, et le mécanisme principal de génération du bruit de la pompe n'est pas clair. Par conséquent, selon le mode de génération et de transmission du bruit pour les groupes motopompes marins, le présent article a établi un modèle informatique aéro-acoustique pour le bruit rayonné interne et externe généré par l'écoulement du fluide. Considérant le couplage structure-champ sonore, la méthode des éléments finis acoustiques a été utilisée pour calculer le bruit de champ interne sous excitation fluide et excitations acoustiques dipolaires. La précision et la faisabilité de la méthode couplée acoustique-vibration pour prédire le bruit de champ interne ont été confirmées par des tests comparatifs. En raison des différents milieux dans les champs internes et externes des pompes marines, un modèle acoustique externe basé sur la technologie AML a été établi. Les caractéristiques spectrales de différentes sources de bruit et la distribution spatiale du champ sonore rayonné ont été analysées, et les contributions de différentes sources sonores au champ sonore externe ont été révélées.

Une pompe centrifuge marine avec une vitesse spécifique de 66,7 a été utilisée comme objet de recherche. Le débit Qd = 25 m3/h, hauteur H = 35 m, vitesse de rotation n = 2950 tr/min. Le tableau 1 montre les principaux paramètres géométriques de la pompe marine.

L'ensemble du modèle de calcul du champ d'écoulement comprend le tuyau d'entrée, le coude, la roue, le jeu (entre la roue et la volute), la volute et le tuyau de sortie, comme illustré à la Fig. 1. ANSYS ICEM 17.0 a été utilisé pour générer la grille du domaine fluide. Le tableau 2 montre la vérification de l'indépendance du réseau. L'erreur de la tête est inférieure à 1% dans le second cas, c'est donc ce cas qui a été retenu pour les calculs ultérieurs. La figure 2 montre la paroi y+ du domaine statique et du domaine tournant de la pompe modèle. La moyenne de y + est inférieure à 12. Le y + dans le domaine statique est inférieur à 6, tandis que le y + de la paroi interne de la roue est inférieur à 8. Le modèle de turbulence a utilisé le modèle standard k-ε, et la pression- les conditions d'entrée et de débit massique de sortie ont été adoptées. L'interface entre les domaines utilisait l'interface de grille générale (GGI). Le terme de convection adopte le second ordre au vent. Le pas de temps a été fixé à ΔT = 0,565 × 10–4 s, c'est-à-dire tous les 1° de rotation de la roue. Les données de pulsation de pression de 10 cycles stables de rotation de la roue ont été extraites comme source d'excitation et le temps total a été fixé à 0,25 s. Le résidu a été fixé à 10–4.

Modèle de champ d'écoulement complet.

La distribution y + au niveau de la volute et de la chambre de pompe et de la roue.

Le logiciel LMS Virtual.Lab 13.6 a été utilisé pour calculer le bruit de champ interne de la pompe marine. Le bruit de la pompe marine peut être divisé en (1) bruit induit par l'écoulement, qui est la source d'excitation du fluide rayonnant le son vers la structure, faisant vibrer la structure et générant ainsi un bruit rayonné, et (2) bruit d'écoulement, qui est rayonné directement par la source d'excitation dipolaire. De plus, il existe deux sources principales d'excitation dipolaire pour la pompe : une excitation dipolaire rotative sur la surface de la roue et une excitation dipolaire de surface sur la paroi de la volute.

Pour le calcul du bruit induit par le débit, l'action des pulsations de pression sur la paroi de la pompe a été utilisée comme excitation. Les données sur les nœuds cellulaires ont été transférées à la grille du modèle structurel de la pompe, et l'algorithme couplé acoustique-vibration a été utilisé pour calculer la vibration structurelle de la pompe et obtenir le bruit induit par le débit. Pour le bruit induit par le dipôle de surface, la pulsation de la paroi de la pompe a d'abord été utilisée comme condition aux limites du dipôle acoustique. Ensuite, la méthode d'interpolation géométrique sans perte d'énergie a été utilisée pour transférer les informations de champ fluide à la grille acoustique, la pression acoustique sur la paroi interne a été calculée et le bruit induit par le dipôle de surface a été calculé. Pour le bruit induit par le dipôle rotatif sur les pales, les données de pulsation dans le domaine temporel sur la pale ont été extraites et la source de pale discrète a été utilisée pour calculer le champ sonore. La roue a été divisée en quatre parties, et la charge et sa position d'action sont définies sur chaque partie. La pression acoustique sur la paroi de la pompe de champ interne a été calculée, puis ce résultat a été utilisé comme excitation acoustique pour le calcul couplé acoustique-vibration afin d'obtenir le bruit excité par le dipôle en rotation.

L'entrée et la sortie du modèle acoustique sur le terrain ont été définies comme des propriétés d'absorption acoustique complètes, et les surfaces restantes ont été définies comme des murs à réflexion complète. L'impédance acoustique caractéristique Z = ρc = 1,5 × 106 kg/(m2·s) et la vitesse du son ont été prises égales à 1500 m/s. Le modèle de vibration acoustique du champ interne et les emplacements des points de surveillance d'entrée et de sortie sont illustrés à la Fig. 3. Le niveau de pression acoustique est l'indicateur le plus couramment utilisé de l'intensité des ondes acoustiques. Il correspond bien à la perception humaine de l'intensité sonore et s'exprime comme suit :

où p est la pression acoustique et pref est la valeur de référence de la pression acoustique sous-marine, 1 μPa.

Modèle acoustique-vibratoire et points de surveillance.

Le calcul couplé acoustique-vibratoire de la pompe marine est réalisé à partir de l'espace modal. Il est nécessaire de considérer de manière exhaustive les modes structurels et acoustiques pour calculer avec précision le bruit de champ interne. Le mode acoustique interne de la pompe marine est illustré à la Fig. 4. Étant donné que l'unité acoustique n'a qu'un degré de liberté dans l'espace et que le modèle de champ sonore est dans un état libre, son mode de premier ordre est un mode de corps rigide, et sa fréquence propre est de 0 Hz. La forme de mode de second ordre indique que la région de haute pression acoustique est concentrée dans le tuyau d'admission et le diffuseur de la volute mais dans des phases opposées. Il y a un gradient de chute de l'entrée à la sortie. La forme de mode de troisième ordre a la pression acoustique la plus élevée dans la sortie et le tuyau d'entrée a une pression acoustique plus faible. De plus, la volute est en opposition de phase avec les autres positions.

Mode acoustique interne.

La figure 5 montre le spectre large bande du bruit de champ interne induit par l'excitation du fluide. Les tendances du spectre du niveau de pression acoustique sont généralement cohérentes pour l'entrée et la sortie. La fréquence principale est située à la fréquence de passage des pales (BPF), et les fréquences harmoniques sont également à chaque fréquence de passage des pales multiples. Ce phénomène est principalement causé par une interférence rotor-stator lorsque la pale balaie la languette de la volute. Le niveau de pression acoustique à la fréquence de passage des pales atteint 144 dB. Plusieurs pics apparaissent aux fréquences caractéristiques, et les caractéristiques de la fréquence principale et des fréquences harmoniques ne sont pas proéminentes.

Le spectre du bruit infield par excitation fluide.

En comparant les spectres de pression acoustique à l'entrée et à la sortie, on constate que les valeurs loi et crête sont cohérentes de 0 à 590 Hz (2BPF). Les spectres de pression acoustique d'entrée et de sortie sont presque identiques à la fréquence de passage des deux pales et aux bandes de fréquences suivantes, mais le pic à large bande est différent. Globalement, en dessous de 1000 Hz, le niveau de pression acoustique en sortie est plus élevé aux conditions nominales de fonctionnement. Cependant, le niveau de pression acoustique à l'entrée est plus élevé à certaines fréquences spéciales entre 1000 et 2000 Hz.

La figure 6 montre le spectre large bande du bruit de champ interne induit par le dipôle de surface. Les tendances du niveau de pression acoustique à l'entrée et à la sortie sont presque les mêmes ; la fréquence principale apparaît à la fréquence de passage des pales, et la fréquence harmonique est également à chaque fréquence de passage des pales multiples. Le niveau de pression acoustique maximum atteint 149,8 dB. Le bruit de champ interne généré par le dipôle de surface apparaît sous la forme de pics distincts uniques aux fréquences caractéristiques. La pression acoustique moyenne à la sortie est supérieure à celle à l'entrée, mais les niveaux de pression acoustique à l'entrée et à la sortie sont similaires en raison de la conversion par logarithmes.

Le spectre du bruit dans le champ par dipôle de surface.

La méthode des éléments finis est utilisée pour calculer le champ acoustique interne couplé à l'excitation acoustique du dipôle rotatif, comme illustré à la Fig. 7. Les tendances de réponse en fréquence des niveaux de pression acoustique d'entrée et de sortie sont également similaires. La fréquence principale apparaît à la fréquence de passage des pales, et la fréquence harmonique est également à chaque fréquence de passage des pales multiples. Le bruit de champ interne par le dipôle rotatif est plus évident que le dipôle de surface dans les caractéristiques harmoniques de chaque fréquence caractéristique. De plus, les pics à chaque fréquence de passage des pales sont plus apparents que ceux aux autres fréquences. Le niveau de pression acoustique à la fréquence de passage des pales atteint 150 dB, indiquant que le dipôle en rotation influence fortement le bruit de champ interne à la fréquence caractéristique.

Le spectre du bruit dans le champ par le dipôle en rotation.

Les courbes spectrales du bruit de champ à l'entrée et à la sortie induites par l'excitation du fluide et les dipôles acoustiques sont présentées à la Fig. 8. Le niveau de pression acoustique du dipôle rotatif est le plus élevé au BPF et deux fois le BPF (en abrégé 2BPF). Cependant, le niveau de pression acoustique moyen du dipôle de surface est supérieur en dessous de 1000 Hz. Le bruit de champ interne induit par l'excitation du fluide présente un niveau plus élevé dans toute la bande de fréquence entre 1000 et 2000 Hz. La pression acoustique du bruit provoqué par le dipôle en rotation est relativement faible, et cette caractéristique est particulièrement marquée à la sortie.

Le spectre du bruit dans le champ par différentes excitations.

La figure 9 montre les niveaux de pression acoustique à chaque fréquence caractéristique de différentes excitations. Le niveau de pression acoustique du bruit de champ interne induit par le dipôle tournant à la fréquence de passage des pales (BPF = 295 Hz) est proche de celui du dipôle de surface, respectivement 150 dB et 149,8 dB. Le bruit induit par le débit contribue le moins au BPF, avec un niveau de pression acoustique de seulement 144 dB. A 2BPF (590 Hz), les crêtes des trois sources d'excitation sont relativement proches, et le bruit de champ interne causé par le dipôle de surface est légèrement plus élevé, à 128 dB. Au-delà de 4BPF, l'excitation fluide domine progressivement, surtout à 5BPF et 6BPF, et la proportion d'excitations dipolaires diminue.

Niveau de pression acoustique à chaque fréquence caractéristique des différentes excitations.

Cet article utilise l'hydrophone RHSA-10 pour mesurer le signal de bruit des pompes marines dans des conditions de fonctionnement nominales. L'hydrophone a une plage de fréquences de fonctionnement de 20 Hz à 200 kHz. La sensibilité à la pression acoustique est de − 210 dB, les directivités horizontale et verticale sont de ± 2 dB et ± 2,5 dB, respectivement, et le matériau du boîtier est en acier inoxydable. Nous installons l'hydrophone verticalement à six fois le diamètre du tuyau de la bride d'entrée de la pompe. Cette méthode d'installation peut mesurer efficacement la source sonore dipôle causée par la pulsation du fluide dans la pompe, éviter les interférences d'autres sources sonores et, en même temps, avoir peu d'effet sur le débit de fluide dans le champ interne. L'hydrophone et son emplacement d'installation sont illustrés à la Fig. 10.

Hydrophone et lieu d'installation.

La figure 11 montre la comparaison des résultats de la simulation et des tests pour le spectre large bande à la sortie. L'amplitude de chaque bruit de source d'excitation à la fréquence caractéristique est généralement en accord avec les résultats des tests, et les résultats de la simulation pour le dipôle de surface sont les plus proches. Les résultats pour trois sources d'excitation montrent une tendance à la baisse sur toute la bande de fréquence. De plus, cela indique également qu'il est possible de prédire le bruit interne du fluide en tenant compte de la vibration acoustique couplée. Cependant, le résultat du test est supérieur à la valeur simulée sur toute la bande passante. Les raisons de cette erreur sont les suivantes :

Il existe des interférences provenant d'autres facteurs dans le processus de test, tels que le bruit des vannes, la résonance du pipeline et les vibrations structurelles mécaniques, affectant les résultats des tests de bruit sur le terrain.

Les ondes sonores à l'intérieur de la pompe interagissent avec la structure interne complexe, entraînant la réflexion et la diffusion de l'onde sonore. Il y a aussi perte lorsque les ondes sonores se propagent. De plus, la réflexion et la diffusion des ondes sonores sont ignorées, ce qui entraîne des erreurs dans le niveau de pression acoustique.

Spectre large bande de la simulation et des résultats expérimentaux.

Pour comparer clairement la contribution des différentes sources d'excitation au bruit des groupes motopompes marins, le niveau de pression acoustique total Lp est introduit. La formule est la suivante :

où Δfi est la résolution minimale. f0 et fmax sont les valeurs initiale et limite de la fréquence calculée, respectivement, pa et pi sont la racine carrée moyenne (RMS) de la pression acoustique, Pa, et P0 est la pression acoustique de référence, généralement P0 = 1 × 10–6 Pa dans l'eau et P0 = 2 × 10–5 Pa dans l'air.

Le tableau 3 montre les niveaux de pression acoustique de différentes sources d'excitation aux fréquences caractéristiques et compare le niveau de pression acoustique total et la valeur d'essai. La source sonore dipôle est le facteur principal à la fréquence principale. La source dipôle tournante apporte la contribution dominante aux fréquences caractéristiques, tandis que le niveau de pression acoustique total est faible dans la bande de fréquence, ce qui met en évidence la caractéristique "monophonique" de la source dipôle tournante. Le dipôle de surface contribue le plus au bruit de champ interne de la pompe, suivi du dipôle rotatif puis de l'excitation du fluide. Par rapport aux valeurs d'essai, les erreurs totales de niveau de pression acoustique du dipôle de surface, du dipôle rotatif et de l'excitation du fluide sont respectivement de 1,1 %, 1,25 % et 1,4 %.

Selon la méthode du bruit induit par le fluide, le bruit de champ externe des pompes marines comprend principalement les éléments suivants : (1) Les vibrations et le bruit générés par le fluide interne agissant directement sur la pompe. (2) La pression acoustique de la source acoustique dipôle agissant sur la structure de la pompe, provoquant la vibration de la structure et émettant du bruit vers l'espace extérieur. L'excitation est la même que le bruit de champ interne, mais les ondes sonores se propagent dans une direction et une forme différentes. De plus, les milieux de champ internes et externes des pompes marines sont différents. Le milieu interne de la pompe est l'eau et le milieu externe est l'air ; par conséquent, la méthode de couplage son-vibration FEM/AML est utilisée pour calculer le bruit de champ externe. La figure 12 montre le modèle de champ sonore externe.

Modèle de champ sonore externe.

A l'intérieur de l'AML se trouve le modèle par éléments finis de la structure. La première couche du maillage AML s'adapte étroitement à la surface extérieure de la coque de la structure interne, et une surface symétrique est utilisée comme sol. La propagation du son a une directivité prononcée et les niveaux de pression acoustique mesurés à différentes positions sont également différents. Pour obtenir la répartition du niveau de pression acoustique dans le champ externe des groupes motopompes marins, des surfaces de contrôle radiales et axiales sont établies avec l'origine des coordonnées du modèle. Trente-six points de surveillance sont placés à 1 m de l'origine des coordonnées, et l'angle entre chaque point de surveillance est de 10° pour analyser la distribution de directivité du bruit de champ externe. Comme le montre la figure 13, un point de surveillance p1 est établi pour analyser la courbe de réponse en fréquence de la pression acoustique du champ externe.

Grille de champ sonore externe.

Le bruit de champ externe induit par l'excitation du fluide agit directement sur la surface interne de la pompe, provoquant des vibrations et du bruit. La figure 14 montre la courbe de réponse en fréquence de l'excitation du fluide. La fréquence principale du bruit de champ externe se situe à la fréquence de passage des pales, avec un pic de 51,3 dB. Les fréquences harmoniques sont situées aux multiples. La deuxième fréquence principale apparaît à 4BPF (1180 Hz), culminant à 40 dB.

Le spectre du bruit extérieur par excitation fluide.

La distribution spatiale du bruit rayonné par le champ externe par l'excitation du fluide à la fréquence caractéristique est illustrée à la Fig. 15. Les conduites d'eau d'entrée et de sortie influencent de manière significative la distribution du champ sonore autour de la pompe marine. La pression acoustique dans le plan radial au BPF est distribuée à partir des conduites d'eau d'entrée et de sortie, semblable à une forme d'onde d'eau, rayonnant uniformément vers l'extérieur. Le gradient du niveau de pression acoustique diminue uniformément. Les distributions de pression acoustique pour 3BPF et 4BPF sur le plan axial sont similaires, et les niveaux de pression acoustique d'entrée et de sortie sont relativement élevés. Le niveau de pression acoustique au tuyau de sortie atteint 62 dB à 3BPF et 68 dB à 4BPF. Le bruit généré par l'excitation du fluide a différents niveaux de pression acoustique à différentes fréquences caractéristiques et provoque différents modèles de couplage de vibration acoustique, de sorte que sa distribution de pression acoustique est également différente. La figure 16 montre que la distribution de directivité des différentes fréquences n'est pas la même et que la pression acoustique du champ externe à chaque fréquence n'est pas un cercle régulier. Le bruit de champ externe interagit avec la vibration structurelle et rayonne vers le champ lointain, ce qui rend irrégulière la répartition de la pression acoustique environnante.

Répartition du bruit extérieur par excitation fluide.

Répartition de la directivité du bruit extérieur par excitation fluide.

La figure 17 montre la courbe de réponse en fréquence du niveau de pression acoustique par le dipôle de surface. La pression acoustique générée par le dipôle de surface agit sur la paroi de la structure, provoquant des vibrations structurelles et un bruit rayonnant vers l'extérieur. La fréquence principale du bruit de rayonnement se situe à la fréquence de passage des pales, avec un pic de 41 dB. La deuxième fréquence principale apparaît à la fréquence de passage de la lame quadruple de 1180 Hz, et le pic est de 39 dB. Les caractéristiques de chaque fréquence harmonique sont prononcées. En raison de l'influence de la fréquence propre de la structure, il existe de nombreux autres pics à la fréquence de résonance.

Le spectre du bruit extérieur par le dipôle de surface.

Les distributions spatiales et de directivité du bruit de champ externe généré par le dipôle de surface à la fréquence caractéristique sont représentées sur les Fig. 18 et 19. Les distributions spatiales et de directivité du bruit de champ externe causé par le dipôle de surface sont très similaires à celles induites par l'excitation du fluide à la fréquence caractéristique. Cependant, les niveaux de pression acoustique par le dipôle de surface à chaque point de surveillance sont en moyenne inférieurs de 10 dB à l'excitation du fluide au BPF. Au 3BPF et au 4BPF, la différence entre les niveaux de pression acoustique à chaque point de surveillance pour le dipôle de surface et l'excitation du fluide est faible. Cela montre que les fréquences caractéristiques et la structure de la pompe jouent un rôle prédominant dans la distribution spatiale du bruit rayonné dans le champ extérieur. De plus, les différentes sources d'excitation déterminent principalement la taille du champ sonore.

Répartition de la pression du bruit extérieur par le dipôle de surface.

Répartition de la directivité du bruit extérieur par le dipôle de surface.

La figure 20 montre la courbe de réponse en fréquence du niveau de pression acoustique du champ extérieur induit par le dipôle tournant. La fréquence principale du bruit de champ externe par le dipôle rotatif est au BPF, et les fréquences harmoniques sont distribuées à chaque multiple du BPF. La crête maximale est au BPF de 51 dB et le niveau de pression acoustique diminue à mesure que la fréquence augmente. De plus, les spectres de bruit de champ externe et interne induits par le dipôle tournant ont des caractéristiques similaires. Le niveau de pression acoustique à la fréquence caractéristique est particulièrement prononcé et inférieur aux autres fréquences. Cela indique également que le bruit induit par le dipôle en rotation a les caractéristiques d'un seul ton, et sa contribution se reflète uniquement aux fréquences caractéristiques.

Le spectre du bruit extérieur par le dipôle en rotation.

Les distributions spatiales et directionnelles du bruit de champ externe généré par le dipôle tournant à la fréquence caractéristique sont représentées sur les Fig. 21 et 22. Le niveau de pression acoustique induit par le dipôle tournant à chaque point de contrôle est légèrement supérieur à l'excitation du fluide au BPF. Au 3BPF et au 4BPF, la pression acoustique est nettement inférieure à l'excitation du fluide. Le modèle de distribution spatiale du bruit de rayonnement de champ externe induit par différentes excitations est presque identique. Cependant, le bruit de champ externe par excitation fluide est le plus important dans le champ lointain. Du fait que la vibration de la pompe générée par l'excitation fluide est la plus sévère par rapport à l'excitation acoustique, le bruit de champ externe généré par l'excitation fluide domine. Cependant, les caractéristiques vibratoires de la pompe générées par les trois sources d'excitation sont similaires. Par conséquent, la distribution spatiale du bruit à chaque fréquence caractéristique est également cohérente.

Répartition de la pression du bruit extérieur par le dipôle en rotation.

Distribution directionnelle du bruit extérieur par le dipôle rotatif.

La figure 23 compare les courbes de réponse en fréquence de la pression acoustique de champ externe générée par différentes excitations. Le bruit de champ externe induit par différentes excitations est fondamentalement le même, et la fréquence principale est la fréquence de passage des pales, suivie de la fréquence de passage des pales quadruples. En dessous de 1200 Hz, la proportion de chaque source d'excitation est relativement constante. Cependant, le bruit de champ extérieur par excitation fluide est dominant entre 1200 et 2000 Hz. A la fréquence principale, le niveau de pression acoustique induit par l'excitation du fluide et le dipôle tournant a une meilleure contribution, et le dipôle de surface représente une proportion plus faible.

Spectre large bande du bruit extérieur par différentes excitations.

Le niveau de pression acoustique aux fréquences caractéristiques et le niveau de pression acoustique total sont utilisés pour évaluer intuitivement le taux de contribution des différentes excitations au bruit de champ externe, comme indiqué dans le tableau 4. Au BPF et au 2BPF, l'excitation du fluide et le dipôle rotatif contribuent de manière significative au bruit de champ externe de la pompe marine. Les niveaux de pression acoustique correspondants à la fréquence principale sont de 51,3 dB et 51,6 dB. Le plus bas est le dipôle de surface à 41 dB. Aux niveaux 3BPF et 4BPF, le niveau de pression acoustique induit par l'excitation du fluide est important. De plus, le niveau de pression acoustique total de l'excitation du fluide est supérieur à celui de l'excitation dipolaire. Par conséquent, le bruit de champ externe induit par l'excitation du fluide domine le bruit de champ externe des pompes marines.

La méthode des éléments finis acoustiques est utilisée pour calculer le bruit de champ interne par excitation fluide et excitations acoustiques, et le bruit de champ externe par différentes sources d'excitation est calculé sur la base de la méthode AML. Les caractéristiques spectrales des différentes sources d'excitation et la distribution du champ sonore rayonné sont analysées. Les contributions des différentes sources d'excitation aux champs sonores internes et externes sont révélées. Les conclusions sont les suivantes :

La fréquence principale du bruit de champ interne induit par différentes sources d'excitation est distribuée au BPF (295 Hz). La deuxième fréquence principale est à 2BPF (590 Hz), et chaque fréquence caractéristique est distribuée à chaque multiple du BPF. A la fréquence principale, le bruit de champ interne induit par le dipôle occupe une position dominante. Au-dessus de 3BPF (885 Hz), l'excitation fluide domine progressivement.

Le spectre large bande du bruit de champ interne induit par le dipôle de surface concorde avec le résultat du test. Les erreurs totales de niveau de pression acoustique du dipôle de surface, du dipôle rotatif et de l'excitation du fluide sont respectivement de 1,1 %, 1,25 % et 1,4 %. La contribution au niveau de pression acoustique total du bruit dans le champ est ordonnée comme suit : excitation dipôle de surface (180,6 dB) > excitation dipôle tournant (180,4 dB) > excitation fluide (180,2 dB).

La fréquence principale du bruit de champ externe est la fréquence de passage de la lame, où l'excitation du dipôle rotatif contribue le plus à 51,6 dB, et la plus faible est le dipôle de surface à 41 dB. Le bruit de champ externe induit par l'excitation du fluide est dominant, notamment entre 1200 et 2000 Hz. De plus, la distribution du champ sonore externe sous différentes excitations est généralement la même. La contribution totale du niveau de pression acoustique du champ extérieur est ordonnée comme suit : excitation fluide (129,2 dB) > excitation dipôle tournant (137,3 dB) > excitation dipôle de surface (136,3 dB).

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Les auteurs apprécient le soutien financier de la National Natural Science Foundation of China (Nos. 51879122, 51779106), National Key Research and Development Program of China (Grant Nos. 2016YFB0200901, 2017YFC0804107), Zhenjiang key research and development plan (GY2017001,GY2018025), Sujet de recherche ouvert du Laboratoire clé des machines de fluides et de puissance, Ministère de l'éducation, Université de Xi-hua (szjj2017-094, szjj2016068), Laboratoire clé provincial du Sichuan sur l'équipement et le contrôle des procédés (GK201614, GK201816), Programme de formation des jeunes talents de l'Université du Jiangsu- Outstanding Young Backbone Teacher, Programme de développement des établissements d'enseignement supérieur du Jiangsu (PAPD) et projet de sommet des six meilleurs talents du Jiangsu (GDZB-017).

Centre national de recherche sur les pompes, Université du Jiangsu, Zhenjiang, 212013, Chine

Houlin Liu et Liang Dong

Centre de recherche sur l'ingénierie et la technologie des machines fluides, Université de Jiangsu, Zhenjiang, 212013, Chine

Runze Zhou, Qi Pan, Qijiang Ma, ZhiMing Cheng et Xiaolin Wang

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HL était chargé de lancer des idées et de guider la conduite de la recherche. RZ a contribué à l'écriture - brouillon original, révision et édition. QP a entrepris la simulation numérique et l'expérience. LD, QM, ZC et XW ont apporté des discussions constructives, des corrections et des commentaires pour améliorer la qualité de la publication.

Correspondance à Liang Dong.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Réimpressions et autorisations

Liu, H., Zhou, R., Pan, Q. et al. Caractéristiques du spectre de bruit des groupes motopompes marins induits par différentes sources d'excitation. Sci Rep 12, 8678 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-12755-8

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Reçu : 26 novembre 2021

Accepté : 16 mai 2022

Publié: 23 mai 2022

DOI : https://doi.org/10.1038/s41598-022-12755-8

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