高溫高壓過熱蒸汽疏水閥消聲減振研究

李樹勛， 趙子琴， 張云龍

（1.蘭州理工大學 石油化工學院，蘭州 730050；2.機械工業泵及特殊閥門工程研究中心，蘭州 730050；3.甘肅紅峰機械有限責任公司，甘肅平涼 744000）

蒸汽疏水閥作為蒸汽系統凝結水回收利用的重要節能元件，起著阻汽通水排空氣的重要功能。但在高溫高壓過熱蒸汽的管道系統中通常只有極少量的凝結水產生，高溫高壓過熱蒸汽疏水閥此時的主要作用在于排除過熱度達不到要求的過熱或飽和蒸汽。由于蒸汽疏水閥內部結構復雜，流道具有典型的節流特征，在其啟閉瞬間介質的流態是典型的高速湍流，不可避免地在閥內產生壓強脈動，誘發管道系統振動同時產生噪聲［1，2］。

以我們與甘肅紅峰機械有限責任公司合作的蒸汽疏水閥及實際工況參數為實例進行研究，通過計算流體力學中常用的有限體積法分析了蒸汽疏水閥在啟閉瞬間湍流流場及非定常流的激振特性。同時利用節流降壓原理設計了蒸汽疏水閥的消聲器元件，并對其進行頻譜分析，仿真試驗結果與理論分析相吻合，為下一步開展管道系統噪聲的治理工作奠定了基礎。

1 啟閉瞬間湍流激振特性分析

高溫高壓過熱蒸汽在疏水閥啟閉瞬間的流動可以看成是由多尺度不規則渦流疊合而成的湍流，其流場由Navier－Stokes（N－S）方程控制，可采用直接數值模擬和非直接數值模擬方法處理，直接數值模擬可以給出所有湍流脈動，對噪聲的分析十分有利，但對計算機計算能力有非常高的要求，目前難以實現。非直接的時均化處理方法可給出時均壓強、速度及渦流強度，對湍流誘發振動和噪聲的分析有重要意義，但時均化數值模擬缺乏頻普分析，在流場計算中丟失了與振動、噪聲緊密相關的時域和頻率信息；而非直接的大渦模擬將湍流場中的渦流分為不同尺度的渦流，湍流輸運方程中既包含大尺度脈動也包含小尺度脈動，大尺度湍渦可用數值計算方法直接求解，小尺度湍渦對大尺度湍渦的作用可通過亞格子模型使方程封閉，大渦模擬所得的湍流有利于分析其頻譜特性［3－6］。本文通過時均模擬和大渦模擬兩種方法對高溫高壓過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間湍流的非定常流體激振特性進行分析。

1.1 計算域的二維網格劃分

由于閥的節流特性，流體通過此處壓強與速度變化劇烈，產生強振動和高噪聲［7－8］，因此將計算域取為蒸汽疏水閥的節流口區域，下游的蒸汽流動變化劇烈，為使流動充分發展，將下游管道納入其中，保留較長的下游管段，從而得到較準確的分析結果。進口與出口管段采用四邊形結構網格劃分，閥節流處采用三角形非結構網格，為了提高計算精度，將節流口處網格細化處理，網格二維計算域如圖1所示。

圖1 計算域網格劃分Fig.1 Grid of calculation zone

1.2 基于時均的湍流誘發振動與噪聲分析

采用Fluent軟件的Simple算法和k－ε兩方程湍流模型進行計算，運用的幾何參數和流體介質參數均按紅峰公司實際參數給定。閥體流道內徑100 mm，節流口等效內徑24 mm，閥前流體入口壓強為8 MPa，出口壓強為1.5 MPa，進口流量為30 t/h，溫度為300℃，相應的介質密度為42.04 kg/m3，粘性系數為1.97×10－5kg/（m﹒s）。時均湍流計算得到的流場示于圖2，其中介質壓強、速度的變化及渦流強度峰值的區域給流體激振、噪聲強弱程度分析及聲源位置的確定提供了重要信息。

圖2 基于時均方程的流場計算結果Fig.2 Calculation results of flow field based on time－ average equation

圖2（a）、圖2（b）示出過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間流道內壓強和速度的云圖分布，圖2（c）為節流口局部區域速度矢量放大圖。由于閥的節流比高達0.24，最低壓強和最高流速出現在節流口及下游附近，該區域其雷諾數高達Re=ud/υ=2.1×107，遠大于湍流判定值5×105，流動呈現強烈的湍流流動。圖2（d）示出蒸汽疏水閥流道內的渦流強度分布，從圖中可以清晰的看出，流場內的主要渦流位于從節流口至下游區域，而且在節流口下游附近渦流強度較高，節流口下游通流截面擴大使得蒸汽呈噴射狀湍流，同時噴射湍流區有較多的不規則渦流，然后沿流動方向慢慢耗散，流動漸趨于平穩。

為了更清楚的說明這一現象，繪出了第200個時間步長，即t=0.2 s時x軸（介質流動方向）上流體介質的壓強和渦流強度，分布示于圖3。

從圖3中可以看出，節流口附近及節流等效直徑7倍的下游附近區域是其分界點1、2，節流口分界點1左邊壓強急劇下降，渦流強度呈現明顯跳躍，分界點1右邊壓強迅速上升，渦流強度急劇下降；分界點2左邊壓強較平穩下降，右邊壓強漸趨穩定，渦流強度同時也趨于穩定。這就說明節流口湍流區存在不規則小尺度旋渦的大幅耗散，形成類似卡門渦街尺度的渦流，并沿介質流動方向逐漸呈減弱趨勢［9－10］。節流口區域流動變化最為劇烈，正是振動和噪聲的源頭所在。

圖3 t=0.2 s時x軸流體參數分布圖Fig.3 Distributions of fluid parameters at time of 0.2s on x-axis

通過以上分析得知，渦流強度的高低指出了流體誘發振動的強弱程度，同時給出了蒸汽渦流誘發振動和噪聲的重要區域。湍流噴注是流體參數（壓強、速度）隨時間變化的非定常流動，這種強烈的非定常流動特性是振動和噪聲的根源，為閥門流體介質誘發振動與噪聲的分析提供了重要依據［11－12］。時均湍流分析給出了渦流的分布和渦流強弱程度，僅反映了聲源能量分布的強弱趨勢，但時均分析不能給出聲源的頻率特性。在節流口及下游附近區域內湍流形成的不規則壓強脈動和渦流均產生聲波，當聲波的主導頻率和湍流激振頻率相同或相近時，將產生強烈的聲共振，發出刺耳的噪聲［13］。若聲共振頻率和結構的頻率相接近，可能出現大幅度的振動并導致管道系統的嚴重破壞［14］。由于湍流時均分析未能給出湍流的頻譜信息和氣流的頻率信息，因而在聲共振分析中存在缺陷。而大渦模擬所得的湍流解中有相當豐富的頻率特性，廣泛應用于工程實際中的噪聲預測，特別是高馬赫數湍流噪聲問題。

1.3 基于大渦模擬的湍流誘發振動和噪聲分析

大渦模擬將湍流物理量濾波分解為主要決定湍流特性的大尺度渦和起耗散作用近似于均勻各向同性的小尺度渦。大尺度渦可進行直接計算，而小尺度渦采用亞格子應力的封閉模式進行模擬。經濾波后，大渦模擬瞬態方程表示為：

大渦模擬的計算利用前面湍流時均分析結果為計算初值，時間步長設為0.1 ms，計算結果如圖4所示。由于保留了時間項，輸出數據量極大，圖中所示為第220個時間步長，即計算開始后的第0.22 s時刻的數據。

圖4 t=0.22 s時的湍流大渦模擬流場計算結果Fig.4 Calculation results of flow field for LES at time of 0.22 s

對比圖2，從圖4中可以看出，從閥門進口至閥門節流口部分，大渦模擬瞬態流場的壓強分布和速度分布與時均計算結果基本一致，但在節流區域之后，瞬態流場與先前時均計算所得的流場流態有了較大的區別，壓強分布不再是由低到高的規則分布，在局部出現了高壓與低壓，尤其在節流口等效直徑7倍附近處出現最低壓強，該區域存在大小不一的渦流，之后沿著流動方向漸趨消失，流動逐漸趨于平穩。

在時均模擬與大渦模擬中壓強分布、速度分布差異的主要原因是時均模擬在時均值處理過程中把重要的時間性給抹殺了。而大渦模擬把包括脈動在內的湍流瞬時運動通過濾波方法將大尺度渦對平均流動產生比較明顯的影響，小尺度渦通過非線性的作用對大尺度的運動產生影響。

1.4 振動和噪聲源的頻譜分析

為了進一步觀察主要振源和噪聲源區域內湍流的參數特征，設置了7個主要觀測點（沿x軸垂直方向1 m處）。由前分析知渦流主要存在于節流口及其下游區域，為此將圖1沿流體流動方向設置七個監測位置A（200 mm，1 500 mm）、B（250 mm，1 500 mm）、C（300 mm，1 500 mm）、D（350 mm，1 500 mm）、E（400 mm，1 500 mm）、F（450 mm，1 500 mm）、G（500 mm，1 500 mm）作為脈動數據分析點，通過軟件輸出這些點的壓強脈動數據。

作為實例，圖5（a）顯示了t=0.024 s～0.044 s時間段在D點處的壓強脈動計算結果。圖5（b）是通過傅里葉變換將壓強脈動轉化為聲壓的頻譜圖，充分顯示了湍流噴注的固有頻率，當轉換為1/3倍頻帶譜（如圖5（c）所示）可以清楚的看出在1 500 Hz－2 500 Hz頻率范圍聲壓超過170 dB。通過同樣的方式對其它觀測點進行頻譜分析，將所得數據進行統計和分析，得出聲壓超過170 dB的頻率范圍主要分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz。

圖5 監測點的壓強脈動及聲壓頻譜Fig.5 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

2 蒸汽疏水閥消聲器設計

通過對高溫高壓過熱蒸汽疏水閥流體激振特性的分析，結合現場情況，設計選用節流降壓消聲器。由前分析知，產生振動、噪聲的誘因主要是節流口處產生的高壓降，因此利用節流降壓的消聲原理通過多級節流層串聯把原來蒸汽的高壓降逐級分散成若干個小的壓降，即由壓強突變改為壓強漸變。聲波在每一空腔經過節流孔后進入另一空腔，每級降壓后的流體在擴展面上得以完全膨脹，聲能得以充分消耗，從而得到較大的消聲量。

2.1 確定消聲器節流級數

消聲器的節流降壓級數由所需壓降決定，級數過多，消聲器結構復雜、不易加工；級數過小，消聲效果不明顯。因此要合理、適當選取降壓級數。過熱蒸汽在消聲器中的節流降壓可視為等焓過程，各級壓強可按幾何級數下降關系確定，即：

式中：Pn為第n級節流后的壓強；Ps為第一級節流前的壓強；q為壓降比，且q≤1，對于過熱蒸汽q取為0.546；n為節流級數。

2.2 確定消聲器各級通流截面積

消聲器的通流截面積可根據氣態方程、連續性方程和臨界流速公式求得，第一級通流截面積計算式為：

式中：S1為節流降壓第一級通流面積，cm2；C為不同介質修正系數，過熱蒸汽C取為13.4；μ為保證氣流流量的截面修正系數，工程上通常取1.2～2；G為蒸汽流量，t/h；V1為第一級節流前蒸汽比容，m3/kg；第一級通流面積確定后，其余各級通流面積可按與比容成正比的關系確定，工程上簡化計算式為：

為了不影響蒸汽的排放量，消聲器的各級節流孔板不但應有足夠的通流面積，還應有充足的擴容腔，通常每級開孔總通流面積應大于前一級通流面積的1.5倍－2倍，并且要求實際設計的節流面積與計算的節流面積誤差小于5%。

2.3 確定消聲器節流孔數

節流孔數由所需的通流面積和節流孔的直徑決定。對于節流裝置，孔徑一般在10 mm～30 mm之間選取，但在工程實際中，以不超過10 mm為宜。根據節流降壓原理，所設計各級節流孔的孔徑應逐級減小且每一級節流孔應均勻、對稱分布。根據加工需要，消聲器各級節流層的實際孔數可能略有增加，但對計算結果沒有影響。

2.4 確定節流孔的孔心距及節流層間距

孔心距由孔徑比和孔徑的乘積確定，在生產實際應用中，孔心距通常取孔徑的5倍－10倍，為了避免蒸汽擴散后再匯合成大的噴注噪聲而產生混合噴注噪聲，孔心距可取更大［15］。

相鄰節流層的間距應大于15倍的孔徑，以保證節流后的流體有足夠的擴容腔，從而避免產生的二次噪聲通過下一級小孔傳播出去，同時保證消聲器的安全性［16］。

2.5 確定節流降壓消聲器參數

節流降壓消聲器必須有足夠的強度和好的加工質量，因此材料選用1Cr18Ni9Ti奧氏體不銹鋼板，其壁厚須滿足消聲器周向及軸向應力設計要求。由于消聲器在閥體中的位置受到限制，不能保證有足夠的通流截面積和擴容腔，但為了避免產生二次噪聲，保證有較好的消聲效果，本消聲器將節流層的小孔分布為正三角形列陣，使相鄰列的小孔有相同旋轉角度，即后一列相對于前一列旋轉60°，從而形成由各列小孔組合而成的螺旋孔，使通過消聲器的蒸汽介質形成螺旋流，進而增加了聲波反射和聲能損耗，這樣既滿足了蒸汽疏水閥整體結構又保證了有足夠的流體擴容腔。消聲器三維造型如圖6，該結構既利用了孔口消能，又利用了螺旋流消能。通過能量守恒計算得到進入消聲器的流體壓強為6.05 MPa，同時利用給定的流量、溫度等參數，確定消聲器的結構設計參數如表1示。

圖6 消聲器示意圖Fig.6 Schematic diagram for muffler

表1 節流降壓消聲器各設計參數Tab.1 Design parameters of throttle step-down muffler

3 消聲器的消聲分析

3.1 消聲器的消聲量計算

節流降壓消聲器的消聲量可按臨界降壓估算式確定，即：

式中：P1為進入消聲器的入口壓強，（kg/cm2）；P0為環境壓強，（kg/cm2）；n為節流層數；a為修正系數，其實驗值為0.7～1.1。由式（6）計算得到本消聲器的消聲量達到 26.7 dB（A）。

3.2 消聲器的頻譜分析

由Lighthill聲比擬理論和前面大渦模擬計算結果，應用FW－H方法對消聲器內流場進行湍流噪聲的數值預測。為了與前面閥門噪聲頻譜圖及消聲量的計算結果作對比，圖7（a）是聲壓場D接收點的聲壓脈動曲線，然后對其進行快速傅里葉變換得到湍流噪聲的聲壓頻譜圖。

圖7 監測點的壓強脈動及聲壓頻譜Fig.7 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

對比圖5，從圖 7 可以看出，t=0.024 s～0.044 s時間段監測D點的壓強脈動和聲壓頻率有了明顯的降低。兩頻譜圖顯示的對比結果即為式（6）計算的消聲值，其結果基本一致，出現偏差主要是由于大渦模擬綜合考慮了湍流流場的動態特性（流速、壓強的瞬態變化），綜合分析可知，仿真試驗結果與理論計算是相吻合的，聲壓頻譜監測圖對理論分析提供了準確的參考價值。另外從圖7可明顯看出，蒸汽經過消聲器后噪聲頻譜特性有所變化，噪聲峰值頻率有所升高，主要是由于所設計消聲器的外層孔徑為2 mm，類似于小孔噴注層，起到了小孔移頻的功效。

4 結論

通過Fluent軟件平臺完成過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間閥內湍流流場誘發振動與噪聲的數值分析。分析結果表明，由于閥的高節流比，高溫高壓過熱蒸汽在節流處及下游附近產生高壓降，形成強烈的湍流，這些不規則的非定常湍流是誘發振動和噪聲的主要根源。非定常的湍流頻譜特性可通過大渦模擬揭示，對于流體激振和聲共振分析具有重要意義。將流場內湍流形成的壓強脈動轉化為聲壓頻譜，發現主要噪聲源的聲壓頻率分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz范圍內。另外利用節流降壓原理，設計了節流降壓消聲器，對消聲器節流層結構尺寸進行了合理的設計，使其既滿足消聲性能的要求，又滿足減小體積、節省材料的目的。通過Lighthill聲比擬理論和FW－H方法對蒸汽疏水閥和消聲器內的湍流流場進行頻譜分析，仿真試驗結果與理論計算結果相吻合，進一步證明了所設計的消聲器有良好的消聲性能，能夠滿足生產實際使用。

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