不同參數下多級降壓疏水調節閥消聲分析

李樹勛，王志輝，孟令旗，康云星，潘偉亮

（1.蘭州理工大學 特殊閥門研究所，蘭州730050;2.蘭州理工大學 石油化工學院，蘭州730050）

隨著現代工業的不斷發展，許多工況特別是在石化、核電領域出現的高溫、高壓等特殊工況，會給現場及周邊環境帶來嚴重的強噪聲危害。而當噪聲值超過一定分貝后機械零部件會產生聲疲勞破壞[1]。而如何消除或減弱這些高強噪聲始終是廣大研究與技術人員函待解決的一個重要課題。

目前，工業噪聲控制的主要途徑有聲源控制、聲途徑控制。噪聲源進行控制是最直接高效的控制方法，如優化生產工藝過程，提升機械產品的加工精度，高速介質流動時設置導流結構等。對于管網系統，噪聲控制的主要方式有安裝消聲器、穿孔板等消聲元件[2]。穿孔結構的消聲理論研究涉及多個學科的交叉，現有的關于消聲元件消聲特性的研究中，Jena等[3]在已知射孔位置、射孔形狀、射孔尺寸、射孔方向、射孔均勻度等限制條件下，引入一個具有無反射邊界的附加域，采用有限元法對穿孔元件的傳遞損失(TL)進行了數值模擬，通過評估帶有泄漏的亥姆霍茲諧振器和暴露的穿孔管的聲學TL 對該方法進行驗證，證明了其合理性。蘇赫等[4]研究對沖孔形狀和位置對分流氣體對沖消聲單元壓力損失及傳遞損失的影響，得出當對沖孔的形狀為矩形，對沖孔中心距取平均時，消聲單元具有較好的綜合性能。馬大猷[5]對對多孔結構的理論及計算方法進行了深入研究，拓展了窄縫的基本理論，得到其聲阻抗的簡單實用公式。朱遠志等[6]利用3D 打印，研究了多孔材料孔隙形狀和尺寸對吸聲系數的影響，得出對于錐形孔而言，錐形孔的傾角對吸聲系數影響更大。李恒等[7]設計一種多腔穿孔消聲器，利用三維計算流體動力學（CFD）計算無流條件下單腔穿孔結構的傳遞損失，并將其與有限元法（FEM）計算結果對比，驗證仿真結果的合理性。

周毅等[8]利用傳遞矩陣法和無流狀態下的穿孔聲阻抗模型，提出了多腔穿孔消聲器的聲學計算方法，并對某類消聲器進行了傳遞損失的預測，利用聲學有限元法計算傳遞損失并將其與理論分析進行對比。鄭晗等[9]利用有限元法研究了多腔室穿孔管消聲器的腔室順序、腔室數目、腔室劃分和腔室間距等因素對其聲學性能的影響，對多腔穿孔消聲器的聲學特性進行了分析。李樹勛等[10]針對蒸汽疏水調節閥在高溫高壓過熱蒸汽工況下產生的強振動、高噪聲問題，基于時均化的流場計算和大渦模擬兩種方法進行研究，找出產生振動和噪聲的流場誘因，并根據頻譜特性、噪聲產生機理及節流降壓原理設計了低振動、低噪聲節流降壓消聲器，其消聲量試驗結果與理論分析相當吻合。曾鑫等[11]提出采用數值聯合仿真方法計算穿孔消聲器的傳遞損失，并將該方法結合正交實驗法研究多腔穿孔管消聲器傳遞損失參數靈敏度。以上研究涉及到消聲元件的聲波傳播、消聲性能評價標準、數值模擬方法及試驗研究，但并未涉及到高壓降多級套筒疏水調節閥的消聲特性研究。高壓降多級套筒疏水調節閥的穿孔套筒結構除了可具有調節閥門流量壓力的功能之外，還可充當消聲器實現噪聲的衰減和抑制。筆者基于傳遞損失理論，以高壓降多級套筒疏水調節閥為研究對象，研究閥腔空間內件參數與消聲特性之間的關系，可為疏水調節閥穿孔套筒結構的降噪優化設計提供一定參考。

1 消聲原理及傳遞損失

1.1 消聲原理

多級降壓套筒疏水調節閥的節流內件穿孔套筒除調節流量外，還能在閥內部采取聲學措施后減弱噪聲的傳輸或產生，即兼有充當消聲器的功能。消聲器內部結構對其性能有著極其重要的影響，調節閥套筒的穿孔對沖結構就是一種利用其非線性聲阻來消耗聲能的損耗消聲元件。

圖1所示的穿孔對沖結構在消聲器設計[12]和多級降壓套筒疏水調節閥[13]中皆有所涉及，其消聲原理是流體經過錐形導流面進入環形腔，然后流入對沖孔，形成速度方向相反、大小相同的兩股高速流體，流體在套筒中心互相對沖，消耗能量，降低流體流速，進而減小了排氣背壓以及高速流體對閥體及閥內件沖擊產生的強噪聲；隨后流體從流體出口處排出。

圖1 穿孔對沖結構消聲降噪原理

1.2 傳遞損失計算

傳遞損失TL是指在無反射條件下，消聲器入射聲功率級Lwi與透射聲功率級Lwt之差，只取決于消聲元件的結構、介質阻抗率，能夠客觀反映消聲元件的消聲性能[14]，而未包括聲源及節流內件末端性能，因此常用傳遞損失評價消聲性能：

式中：Wi為穿孔套筒入射聲功率；Wt為穿孔套筒透射聲功率。

由于穿孔套筒進出口截面面積較小，聲波以平面波的方式在其中傳播，一維聲波方程如下：

此偏微分方程的解為

式中：A、B代表常數，k表示傳播常數，簡稱波數。聲波在穿孔套筒中傳播時被認為沒有反射體，因而沒有反射波產生。故可將式（3）可簡化為

對于諧響應，由于消聲元件入口處x=0，則在消聲元件入口處的聲壓和質點振速為

式中：ρ表示空氣密度；c表示聲速。

在消聲元件出口處x=L的聲壓和質點振速為

可得消聲元件穿孔套筒的傳遞損失為

2 多級降壓疏水調節閥流場模擬分析

本文研究的疏水閥結構如圖2所示。疏水閥套筒結構如圖3所示。設計參數如表1所示。其中多級穿孔套筒為疏水閥的主要節流元件和消聲元件。

圖2 多級降壓疏水調節閥結構圖

圖3 多級降壓疏水調節閥套筒結構圖

表1 多級降壓疏水調節閥設計參數

為了分析不同閥內件參數下多級降壓疏水調節閥（以下簡稱疏水閥）內部流動情況，模擬計算時用FLUENT軟件對不同套筒孔徑、不同套筒壁厚、不同套筒間隙的疏水閥模型分別進行穩態流場數值模擬。流致噪聲是由閥內湍流壓力脈動引起的，穩態數值模擬可以用來分析閥內介質的流動特性，并為瞬態數值模擬提供合理的初始條件。

利用三維建模軟件Solidwork-s建立疏水閥的三維模型，為保證模擬計算時閥入口處流速均勻、閥后的流體流動能得到充分發展，對閥前后兩端分別加0.3 米和0.6 米的直管段，得到多級降壓疏水調節閥及管道三維模型如圖4所示。

圖4 疏水閥及管道三維模型

將疏水閥及管道模型導入Fluent 軟件，通過反向建模得到流體域計算模型。采用集成于ANSYS Workbench 中的網格模塊建立流道網格模型，考慮到疏水閥內部流道極其復雜，選用非結構化網格劃分流道模型，為保證計算精度，對狹小區域和湍流運動強烈區域進行網格加密處理，流體計算域網格模型如圖5、圖6所示。

圖5 疏水閥-管道流道網格模型

圖6 套筒處網格局部放大圖

模擬4 mm、5 mm、6 mm、7 mm套筒孔徑的疏水閥流體壓力分布，圖7所示為7 mm套筒孔徑的疏水閥全開時閥內部流場壓力分布。圖7清晰顯示了閥內流體的壓力分布情況，閥前壓力為5.9 MPa，經降壓后閥后壓力為1.68 MPa，與設計壓降基本吻合。

圖7 套筒孔徑為7 mm時疏水閥壓力場云圖

分別模擬了套筒壁厚為5 mm、7 mm、9 mm、11 mm時的疏水閥流體壓力分布圖。以7 mm 套筒壁厚為例，疏水閥全開時閥內部流場壓力分布如圖8所示。由圖8可知，套筒壁厚不同的疏水閥各級呈現的壓降規律與設計壓降基本吻合。

圖8 套筒壁厚為7 mm時疏水閥壓力場云圖

分別模擬套筒間隙為6 mm、8 mm、10 mm、12 mm時疏水閥流體壓力分布圖。選取12 mm為例，套筒間隙為12 mm的疏水閥全開時閥內部流場壓力分布如圖9所示。由圖可知：套筒間隙為12 mm時疏水閥各級呈現的壓降規律與設計壓降基本吻合。

圖9 套筒間隙為12 mm時疏水閥壓力場云圖

為了得到與流致噪聲相關的流場聲源信息，在穩態流場模擬計算收斂之后，要進行瞬態流場模擬。使用RNGk-ε湍流模型模擬瞬態流場，再結合FW-H聲學模型模擬流致噪聲。RNGk-ε模型能很好反映彎曲流線及瞬變流，可有效地處理閥內的湍流流動。瞬態計算的步時設為1.0×10-4s，時間步設為1 000步，待瞬態流場收斂后停止計算，在Fluent聲學模型中輸出聲源數據，得到不同閥內件參數的閥聲源信息，并以cgns格式保存。

3 多級降壓開孔套筒聲學計算

基于聲學有限元方法，運用傳遞損失理論對疏水閥進行消聲特性分析。使用LMS Virtual.Lab 12聲學軟件建立疏水閥整體聲學有限元模型，并針對閥內件參數不同的疏水閥整體進行傳遞損失數值模擬，得到不同閥內件參數的疏水閥內部聲場信息及聲傳遞損失頻譜特性曲線。

3.1 網格劃分

建立疏水閥結構模型并進行反向建模獲得內流道模型，基于Virtual.Lab Acoustics 12對內流道模型進行網格劃分。取聲網格單元邊長小于其最大頻率處波長的1/6，見式（10）：

其中：c為介質聲速，fmax為最大計算頻率；

對流體域采用四面體網格劃分，根據最大處頻率與傳播聲速選取單元長度為4 mm，得到流體域聲網格如圖10所示。

圖10 疏水調節閥聲學有限元網格模型

3.2 邊界條件

計算多級穿孔結構理想狀態下的傳遞損失，需排除外界干擾，對出口邊界進行無反射全吸聲設定，進口處單位質點振速為-1 m/s，并在進出口端面設置IO檢測點如圖11所示。

圖11 進出口聲壓監測點

經典聲學中，聲波的傳播介質是固定不動的，但是在實際工況下，流體介質的傳播特性會發生一定的變化。因此在閥進口處設置平均流速邊界條件，流速設置為-4.7 m/s，負號表示介質流向。

3.3 仿真結果分析

設置計算頻率范圍為10 Hz～5 000 Hz，步長設為10 Hz，利用LMS Virtual.Lab 中的聲學響應分析模塊計算出上述邊界條件引起的疏水閥內部的聲學響應。圖12所示為孔徑為6 mm、間隙為8 mm、壁厚為7 mm 疏水閥在不同頻率處（20 Hz、1 000 Hz、2 000 Hz、5 000 Hz）內部聲壓分布云圖。

圖12 疏水閥內部聲壓云圖

疏水閥內部聲壓云圖中不同顏色代表不同的聲壓值。由圖12可知在頻率低于1 000 Hz時，聲波在疏水閥閥腔內基本以平面波傳播，頻率達到2 000 Hz時開始出現其他模態的聲波，但在閥出、入口兩端部分仍為平面聲波，滿足平面波理論。

4 結果分析與討論

4.1 套筒孔徑對疏水閥消聲特性的影響

采用控制變量法研究套筒各個參數對疏水閥特性的影響，在相同套筒壁厚與間隙的前提下對不同的套筒孔徑進行對比分析，分別選取4 mm、5 mm、6 mm、7 mm的孔徑進行計算，獲得進出口聲壓響應曲線如圖13所示。

由圖13可知，4種不同孔徑的疏水閥套筒進口聲壓級頻率響應函數曲線的走向相近，均在400 Hz、1 300 Hz、2 500 Hz、4 300 Hz與4 600 Hz處出現極大值，響應聲壓級分布在250 dB～280 dB之間，同時模型響應函數曲線存在4個相近的極小峰值，并不能明顯看出不同孔徑下進口聲壓的變化趨勢。同樣出口聲壓級頻率響應函數曲線在400 Hz、13 00 Hz、2 500 Hz、4 000 Hz、4 300 Hz與4 600 Hz處出現極大值，不同孔徑疏水閥套筒均在3 500 Hz～4 000 Hz范圍處出現極小值，即在此處出現最大傳遞損失。

在消聲器設計及數值模擬計算時，一般采用傳遞損失作為衡量標準來評價消聲元件的性能。根據不同套筒孔徑疏水閥進出口聲壓響應曲線，可得到不同套筒孔徑疏水閥傳遞損失曲線如圖14所示。

由圖14可知，在10 Hz～3 500 Hz的消聲頻率范圍內，套筒孔徑對傳遞損失的影響不明顯；當聲壓級頻率大于3 500 Hz時，不同孔徑疏水閥套筒最大峰值均出現在此頻率段內，傳遞損失變化較復雜，無法清晰地顯示傳遞損失優先級。因此在整個消聲頻段內取平均傳遞損失作為不同套筒孔徑疏水閥的消聲性能指標，得到平均傳遞損失見圖15。

由圖15可得，套筒孔徑從4 mm變化到7 mm，傳遞損失先增大后減小，最大為5 mm時達到的64.8 dB；當孔徑為7 mm時傳遞損失最小，為63.4 dB，平均傳遞損失相差1.4 dB，可看出套筒孔徑對疏水閥消聲性能影響并不大。

圖13 套筒孔徑不同疏水閥進出口聲壓響應曲線

圖14 套筒孔徑不同疏水閥的傳遞損失

圖15 套筒孔徑不同疏水閥的平均傳遞損失

4.2 套筒壁厚對疏水閥消聲特性的影響

基于控制變量法研究套筒壁厚對疏水閥消聲特性的影響，在套筒孔徑與間隙相同的前提下對不同的套筒壁厚進行對比分析，分別選取5 mm、7 mm、9 mm、11 mm 4個參數的壁厚進行分析，根據不同套筒壁厚疏水閥進出口聲壓響應曲線，可得到不同套筒壁厚疏水閥傳遞損失曲線如圖16所示。

圖16 套筒壁厚不同疏水閥的傳遞損失

由圖16可知，套筒壁厚參數對傳遞損失的影響較大。隨著壁厚的增加傳遞損失函數曲線具有明顯的分界特點，套筒壁厚為5 mm與7 mm時的傳遞損失函數曲線在5 000 Hz 內可分成5個頻率范圍；而套筒壁厚為9 mm與11 mm時的傳遞損失函數曲線在5 000 Hz范圍內分為6個頻率段，較套筒壁厚為5 mm與7 mm時消聲性能具有明顯的提升。套筒壁厚的消聲效果覆蓋全頻率范圍，在1 800 Hz內的，隨著套筒壁厚的增加，傳遞損失也隨著增大。頻率超過1 800 Hz 后，壁厚為11 mm時消聲頻率范圍增加了一個頻率段，各壁厚頻率段與極大峰值錯開，傳遞損失變化較復雜。取平均傳遞損失作為套筒壁厚不同疏水閥的消聲性能指標，套筒壁厚不同下的平均傳遞損失如圖17所示。

圖17 套筒壁厚不同疏水閥的平均傳遞損失

由圖17可得，套筒壁厚從5 mm 增加至11 mm，平均傳遞損失先減小后增大，當壁厚為11 mm時，傳遞損失均值最大為65.5 dB；當壁厚為7 mm時，傳遞損失最小為61.7 dB，平均傳遞損失最大相差3.8 dB。可考慮增大套筒壁厚來提高消聲性能。

4.3 套筒間隙對疏水閥消聲特性的影響

基于控制變量法研究套筒間隙對疏水閥消聲特性的影響，在相同套筒孔徑與壁厚的前提下對不同的套筒間隙進行對比分析，分別選取6 mm、8 mm、10 mm、12 mm 4個參數的套筒間隙進行分析，根據不同套筒間隙疏水閥進出口聲壓響應曲線，可得到不同套筒間隙疏水閥傳遞損失曲線如圖18所示。

圖18 套筒間隙不同疏水閥的傳遞損失

由圖18可知，在10 Hz～1 800 Hz的消聲頻率段，套筒間隙對傳遞損失的影響較小，消聲頻率范圍基本相同；在1 800 Hz～3 300 Hz的消聲頻率段，隨套筒間隙增加，傳遞損失減小；在3 300 Hz～4 150 Hz的消聲頻率段，套筒間隙對傳遞損失的影響與1 800 Hz～3 300 Hz 相反，隨著套筒間隙的增加，傳遞損失的頻率范圍和峰值均明顯減小。當頻率大于4 150 Hz時，傳遞損失變化較復雜，最大峰值均出現在此頻率段。取平均傳遞損失作為套筒間隙不同疏水閥的消聲性能指標，不同套筒間隙下的平均傳遞損失見圖19。

圖19 套筒間隙不同疏水閥的平均傳遞損失

由圖19可得，套筒間隙由6 mm增大到12 mm，平均傳遞損失先減小而后增大，當間隙為6 mm時，平均傳遞損失最大為63.5 dB；當間隙為8 mm時，平均傳遞損失最小為60.5 dB，平均傳遞損失最大相差3 dB。為保證疏水閥的消聲性能并考慮結構的緊湊性，可采用6 mm間隙。

5 結語

（1）不同閥內件結構的疏水閥進出口聲壓峰值所在峰值頻率相近，在5 000 Hz頻率范圍內，傳遞損失可分為多個頻率段。

（2）疏水閥三級套筒有著良好的降壓效果，介質在流經三級套筒之后介質壓力出現了3次漸變，避免了高壓降導致的空化現象。

（3）套筒孔徑對疏水閥消聲性能影響不大，為提高疏水閥消聲性能，孔徑不宜過大或過小。套筒壁厚對傳遞損失影響較大，套筒壁厚由5 mm變化至11 mm時，平均傳遞損失先減小后增大，且最大相差3.8 dB，因此可增大套筒壁厚提高疏水閥消聲性能。

（4）套筒間隙對傳遞損失的影響主要在第二消聲頻率段以后，套筒間隙由6 mm 變化至12 mm時，最大平均傳遞損失為63.5 dB，出現在套筒間隙6 mm時，因此可適當減小套筒間隙，提高疏水閥消聲性能。