輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲產生機理分析

劉翠偉， 李玉星， 王武昌， 謝祝祝

(1.中國石油大學(華東)，山東 青島 266555；2.中國石油集團工程設計有限責任公司 北京分公司，北京 100085)

閥門作為流動輸送與控制系統中常用機械設備，主要調節、控制流體質量流量、壓力及流動方向以滿足工作系統要求。因此，考慮管道安全、減振、降噪，為長輸管道音波法泄漏檢測[1-4]準確性提供保證，研究閥門產生的噪聲十分必要。

在天然氣長輸管道系統[5]中，流體流動對噪聲影響主要有：① 流體流動對噪聲傳播的多普勒效應，流動速度較大時(Ma>0.3)，多普勒效應明顯，不直接影響聲源強度，只影響聲音傳播；② 流體與結構耦合作用使結構振動發聲，流體湍流運動導致結構表面壓力脈動，對結構產生負載，引起結構振動而輻射噪聲；③ 流體湍流運動形成的流噪聲、湍流引起的壓力或速度脈動形成直接噪聲源，可等效為理論聲源，包括偶極子聲源、四極子聲源。輸氣管道中音波主要由壓縮機啟停運行、閥門開關、泄漏分支管等產生的噪聲所致。此音波主要為氣動噪聲、氣體流動所致結構噪聲。氣動噪聲[6]由直接作用于流體的振動力、流體本身劇烈運動等產生，即流噪聲。

輸氣管道氣動噪聲研究方法主要有三類：計算氣動聲學方法，CFD軟件計算氣動噪聲方法及CFD軟件聯合聲學軟件仿真計算方法。用有限體積法求解輸氣管道氣體流經閥門的流場，用邊界元法求解閥門聲場，具體實現方法即CFD軟件聯合專業聲學軟件仿真方法。用大渦湍流模型(LES)計算輸氣管道氣體流經閥門瞬態流場，獲得流場變量如壓力、速度等參數的時域精確解；用專業聲學分析軟件Sysnoise讀取計算流體動力學(CFD)計算所得流場分布，通過快速傅里葉變換將時域數據轉換到頻域，利用FW-H方程將流場分布結果轉化為結構表面偶極子聲源及流場中四極子聲源，計算出聲源作用引起的聲場分布，并考慮聲源周圍結構引起的反射、衍射等聲場特征[7]，分析輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲的產生、傳播及衰減規律；通過音波法泄漏檢測試驗裝置對模擬結果進行試驗驗證。

1 CFD軟件與聲學軟件聯合仿真理論分析

1.1 輸氣管道氣體流經閥門流場計算

對流場穩態模擬后以穩態模擬結果為初始條件進行瞬態模擬。穩態模擬用k-ε方程，瞬態模擬用LES大渦模擬方程。對瞬態LES大渦模擬主要為：用瞬時Navier-Stokes方程直接計算湍流中大尺度渦，小尺度渦對大尺度運動影響則建立模型模擬，即先建立數學濾波函數，從湍流瞬時運動方程中將尺度比濾波函數尺度小渦濾掉，分解出描寫大渦流場的運動方程；再通過在大渦流場運動方程中引入附加應力項體現被濾掉的小渦對大渦運動影響，該數學模型稱為亞格子尺度模型(SubGrid-Scale model，SGS)。

控制方程組為：

(1)

(2)

1.2 FW-H聲擬理論

Ffowcs Williams等[8-10]解決運動物體在流體中發聲問題，獲得Ffowcs Williams & Hawkings方程(簡稱FW-H方程)：

(3)

式中：等號右邊三項為單極子聲源項，由表面加速度引起(流體位移分布)；由表面脈動壓力引起的聲源(力分布)偶極子聲源；流體紊流所產生的四極子聲源。

在輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲研究中，單極子聲源強度與閥門剛性表面水平方向速度有關，可忽略，因此本文主要研究輸氣管道氣體流經閥門產生的偶極子聲源與四極子聲源。

1.3 直接邊界元法求解氣動噪聲

在Sysnoise中，直接邊界元法[11-16]即求解系統方程：

A(ω)p=B(ω)vn

(4)

式中：p為流體模型表面上的節點壓力；vn為流體模型表面法線方向節點速度；A，B為影響矩陣。

流體模型表面的聲壓、速度、聲強等在求解系統方程時可直接獲得。聲場中任一點聲壓計算式為：

Pp=dTp+bTvn

(5)

式中：Pp為聲場中任一點聲壓；p為邊界節點聲壓；vn為邊界節點法向速度向量；a，b為插值系數矩陣。

1.4 輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲求解流程

本文采用CFD仿真模擬軟件Fluent和專業聲學軟件SYSNOISE對管道聲場進行求解，具體流程如下：

圖1 分析流程圖

2 實驗裝置

實驗裝置設計壓力6.4 MPa，允許最高壓力8 MPa，管徑14 mm，壁厚2 mm，設計流量60 m3/h。實驗架總長250 m，可實現高壓力、大雷諾數下輸氣管道音波泄漏檢測及定位功能，見圖2。

圖2 實驗管架圖

該裝置所用氣體介質為壓縮空氣。在管路實驗臺架中用平齊式安裝壓力傳感器方法，在閥門上、下游分別安裝壓力傳感器，上下游音波傳感器距離球閥球心均0.1 m，測量球閥的閥門噪聲，獲得閥門上下游壓力信號頻譜圖，采樣率30 000 Hz。音波傳感器作為音波泄漏檢測實驗的核心元件選購美國PCB生產的106B型動態壓力傳感器，其測量范圍-57.2～57.2 kPa，靈敏度43.5 mV/kPa，可測最大動壓1 379 kPa，能在13 790 kPa環境壓力下工作，分辨率達0.000 69 kPa，諧振頻率60 kHz。該裝置建立高速實時數據采集系統，用NI公司型號為PCI6229的常規數據采集卡及型號為PCI4474的動態數據采集卡(用于泄漏聲波信號采集)，可進行高速數據采集，保證泄漏檢測的實時性及定位精度，系統采樣頻率可超過20 kHz。

3 CFD模擬流場分析

3.1 物理模型建立

據實驗裝置建立含閥門(球閥)的管段模型見圖3，管道內徑10 mm，取湍流充分發展管段；考慮仿真計算域不宜太大，取閥門前管段52.5 mm，閥門后管段97.5 mm，總長150 mm；管道中介質為不可壓縮空氣，參數為：密度ρ=1.225 kg/m3，動力粘度μ=1.789 4×10-5N·s/m2或μ=ρν，得運動粘度ν=1.460 7×10-5m2/s；為充分研究輸氣管道氣體流經閥門時氣動噪聲產生機理，對不同閥門開度如30°，45°，60°進行研究。結果表明，不同閥門開度造成閥門流場及速度場數值不同，但聲源分布結果一致，僅存在聲源大小差異。限于篇幅，為更清楚描述閥門流場、壓力場，以閥門開度45°為例進行分析。

圖3 球閥管段模型

3.2 邊界條件設置

邊界條件設置見表1，其中u為入口速度；I為湍流強度；L為湍流長度尺度；P為出口壓力。將閥門快速開至45°角過程及后閥門對氣體阻擋作用抽象成氣體在開度45°角閥門管段中的瞬態流動。瞬態模擬以穩態模擬為初始條件，總時間0.25 s，時間步長可決定計算最高頻率。而據奈奎斯特采樣定律，可還原的最高信號頻率只有采樣頻率的一半。故本次計算最高頻率設為2 000 Hz，對應的時間步長0.000 25 s。共迭代1 000步，每步迭代20次且使每步均能收斂較好，獲得頻率步長為4 Hz。

表1 模擬邊界條件

3.3 仿真結果流場分析

閥門開至45°時，流場中速度、壓力變化過程為：氣體由入口管段流入時遇閥門壁面，使閥門壁面速度為0，壓強最大；由于入口段氣體不斷流入，使氣體被壓入閥門與管壁形成的通道，在閥門內腔擴張后再經閥門后緣與管壁形成的通道壓縮噴出，因此閥門后緣處速度達最大；而閥門邊緣處曲率變化最大，使氣體在閥門邊緣處分離，在閥門后壁面產生分離流及回流，回流在閥門壁面阻擋及新流體攜帶作用下產生渦流；流體在閥門內腔流動時，因壓力、速度的變化也會產生渦流。渦流會引起速度、壓力脈動，形成氣動噪聲源。閥門流場速度矢量見圖4，閥門面壓力見圖5。

圖4 閥門流場速度矢量圖

圖5 閥門面壓力圖

由圖5看出，閥門開至45°、氣體流經閥門時，由于閥門的阻擋作用，造成氣體在閥門前被壓縮、閥門后部被擴張，在閥門前壁面產生局部高壓區，在閥門后壁面產生局部低壓區，造成氣體在閥門處收縮擴張，在閥門前壁面、后壁面、閥門內腔產生渦流。由于閥門作用，一部分流體受阻，流體質點不能突然改變運動方向，即流向不能平穩、圓滑過渡，在閥門附近流體出現逆流運動趨勢，使這部分流體不斷、劇烈地在閥門附近作漩渦運動，使漩渦區流體質點不斷被主流帶走，而主流區不斷將流體給予補充，由此會引起閥門壁面脈動壓力變化，產生流噪聲。

4 氣動噪聲模型建立及分析

4.1 閥門氣動噪聲模型建立

建立聲學計算的網格模型，并采用直接邊界元模型。為使計算結果準確，要求1個波長內有6個單元，因此網格劃分足夠精細；設置聲音傳播介質的流體屬性為ρ=1.225 kg/m3，聲傳播速度340 m/s。將CFD計算所得每個時間步速度與壓力等聲源信息為聲源邊界條件導入直接邊界元模型進行計算，獲得表面偶極子聲源與四極子聲源分布，建立輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲模型。偶極子聲源分布見圖6，四極子聲源分布見圖7。

圖6 偶極子聲源強度分布(20 Hz)

圖7 四極子聲源強度分布(20 Hz)

4.2 氣動噪聲頻域分析

由于Sysnoise中作為聲源邊界條件導入的CFD數據已由時域轉化為頻域，因此對所得表面偶極子聲源與流場四極子聲源進行頻域分析。沿管道軸向設置場點：(0,0,±0.01)， (0,0,±0.05)， (0,0,±0.1)， (0,0,±1)， (0,0,±5)，單位m。

為便于分析各場點在頻域的聲壓級，繪制各觀測點聲壓級見圖8，獲得距離閥門0.01 m，0.1 m，5 m處上下游觀測點聲壓級見圖9，各觀測點2 000 Hz內聲壓級波動范圍、中間幅值、平均幅值見表2。

圖8 各觀測點聲壓級

表2 各觀測點聲壓級

由圖8、圖9、表2看出：① 閥門流場各觀測點氣動噪聲聲壓級頻帶較寬，無明顯主頻率，為寬頻噪聲。② 同一流速下閥門流場各觀測點氣動噪聲在低頻時聲壓級幅值較大，隨頻率的升高，幅值持續下降。由此可知，氣動噪聲低頻部分能量較大，高頻部分能量較小。③ 各觀測點聲壓級圖隨遠離閥門的距離增大，斜率趨向平緩，越接近閥門，聲壓級由低頻至高頻衰減越快；離閥門0.05 m與0.1 m處兩聲壓級曲線幾乎相交。④ 在45°開度下，閥門上游音波聲壓級大于閥門下游音波聲壓級，且離閥門越近，上下游聲壓級差別越大；離閥門較遠時，上下游聲壓級圖幾乎重合。⑤ 觀測點(0,0,±0.01)、 (0,0,±0.05)、 (0,0,±0.1)處，隨頻率值增大，聲壓級幅值逐漸減小；觀測點(0,0,±1)、 (0,0,±5)處，隨頻率值增大，聲壓級幅值先增大后減小，且在400 Hz處達最大值。⑥ 聲壓級經相同距離時的衰減程度為離閥門越近，聲壓級衰減越快，由離閥門0.01～0.05 m，聲壓級減小50 dB；由離閥門1～5 m處，聲壓級減小15 dB，由此可推斷，經一段相同距離，閥門近處聲壓級衰減較閥門遠處快。

為更全面對閥門噪聲進行頻譜分析及音波能量分布分析，繪制z軸方向各觀測點聲強級見圖10，離閥門0.01 m，0.1 m，5 m處上下游觀測點聲強級見圖11。對比圖8、圖10及圖9、圖11看出，曲線雖數量級相差較大，但規律、趨勢一致，聲壓級、聲強級得以互相印證。

圖11 上下游聲強級對比

5 試驗驗證

圖12 閥門上下游聲壓級對比

實驗裝置用氣體介質為壓縮空氣。實驗管路中采用平齊式安裝壓力傳感器方法，在閥門上、下游分別安裝壓力傳感器，測量球閥閥門噪聲，獲得閥門上下游壓力信號頻譜圖。壓力1 MPa下閥門操作時上、下游音波信號傳感器分別采集數據經處理所得聲壓級見圖12，采樣率30 000 Hz。模擬各觀測點與音波傳感器測得聲壓級見表3。

表3 各觀測點與音波傳感器所測聲壓級

比較圖8、圖12看出，模擬得聲壓級及實驗得聲壓級曲線趨勢一致。由于音波傳感器存在實際反應時間，而音波傳感器采集到的信號為整個管路包括閥門、壓縮機、彎管等噪聲信號，相互間存在影響，因此聲壓級曲線變化平緩。但總體符合模擬所得聲壓級曲線變化規律。由表3看出，試驗中音波傳感器所測音波數據進行聲壓級處理后與模擬所得音波數據聲壓級為同一數量級，說明本文閥門開度下，上游閥門噪聲大于下游閥門噪聲，模擬獲得音波數據與實驗測得音波數據存在誤差，原因為模擬所得音波數據主要為閥門噪聲，而音波傳感器所測數據亦包括其它背景噪聲。由此說明本文數值模擬準確，可用模擬數據分析輸氣管道閥門流噪聲規律、進行輸氣管道音波法泄漏檢測試驗。

6 結 論

以球閥開度為45°為例，通過對輸氣管道氣體流經閥門氣動噪聲模擬分析及實驗研究，結論如下：

(1) 用CFD軟件對閥門流場進行仿真模擬獲得閥門流場分布后導入專業聲學軟件進行聲學分析完全可行。即進行瞬態CFD計算，輸出壓力脈動或速度脈動數據，導入CFD結果在聲學軟件中轉化為偶極子、四極子等效聲源，進行聲學計算及后處理。

(2) 輸氣管道中閥門噪聲源為偶極子聲源與四極子聲源，在低馬赫數下，偶極子聲源占主要地位。偶極子聲源分布于閥門表面，四極子聲源分布于整個流場。

(3) 對所建輸氣管道閥門氣動噪聲模型進行流場、聲場分析知，閥門開至45°角時由于閥門作用，使管道中流場處于瞬態流動，流場中存在強烈的壓力、速度脈動，而該兩脈動恰為輸氣管道中氣動噪聲產生的根本原因。

(4) 通過對氣動噪聲模型頻域分析，獲得音波產生、傳播及衰減規律。

(5) 音波法泄漏檢測裝置可較好驗證CFD軟件聯合專業聲學軟件模擬結果及所建輸氣管道閥門氣動噪聲模型；閥門氣動噪聲模型可指導試驗。

參 考 文 獻

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