管道陶瓷球閥振動噪聲分析及結構優化

邵海燕，周小芳,2，王 娜

(1.濟南大學機械工程學院，山東 濟南 250022；2.東營寶豐汽車配件有限公司，山東 東營 257500)

0 引言

陶瓷球閥是20世紀70年代由日本開發的[1]。與金屬球閥相比，陶瓷球閥具有耐高溫、耐強腐蝕、耐沖蝕等優點，被廣泛應用在煤化工行業。陶瓷球閥在使用過程中，噪聲值可達90 dB以上。施工人員長期暴露在85～90 dB的環境中，耳聾的可能性在8%以上。陶瓷球閥管道系統振動及噪聲產生的原因有很多，主要有以下3點[2]：①高壓差流場引起的振動和噪聲；②機械振動引起的噪聲；③水錘現象引起的振動和噪聲。其中，水錘現象引起的振動和噪聲問題，可以通過“慢開、慢關”來解決。

1 噪聲產生的原因

1.1 高壓差流體特性分析

本文首先基于Fluent19.0對高壓差引起的噪聲進行流體特性分析。為了模擬實際工況、讓介質充分流動，在建模時兩端法蘭分別連接長度為6倍和10倍DN的管道，抽取不同開度下流場計算模型。根據某企業黑水處理工況，仿真參數[3]設置為：進、出口壓力分別為11 MPa和0.1 MPa，介質溫度為211 ℃，動力粘度值為1.27×10-4kg·s/m2，固體顆粒直徑為50 μm，固體和液體的密度分別為1 200 kg/m3和852 kg/m3，液體屬于高壓、中溫介質流體[4]。飽和蒸氣壓指的是黑水處于相平衡時蒸汽所具有的壓強，在211 ℃時的飽和蒸氣壓力為1.9 MPa。黑水在流動時，由于管道前后壓差較大，極易發生閃蒸和氣蝕現象。當出口壓力低于211 ℃的飽和蒸氣壓力時，水發生汽化，介質中含有氣泡和液態水，且氣泡和液態水夾雜在一起向閥門內壁撞擊。當出口壓力大于飽和蒸氣壓力時，氣泡破裂，導致通道內流體的流通能力下降，使閥內件、閥座、閥體及管道等振動[5]。

1.2 模態分析準備

基于ANSYS Workbench 19.0，對陶瓷球體及陶瓷球閥的模態進行研究，并分析振動特性，尤其是如何避免發生共振現象。為了提高運算速度，刪除密封圈、彈性墊圈、彈簧等零件。材料參數表如表1所示。根據表1，對零、部件的材料屬性進行設置。陶瓷球體的可靠性是陶瓷球閥安全使用的關鍵。陶瓷球閥的球體是浮動的，球體兩端固定約束，通過兩端的閥座進行支撐。在閥門管道前端添加固定，在后端添加簡支約束。

表1 材料參數表

2 流體特性與模態仿真

2.1 高壓差流體特性仿真

首先進行流體特性仿真。球體不同旋轉開度時的速度云圖如圖1所示。圖1分別是陶瓷球閥球體在旋轉20°、40°、60°、80°和90°這五個開度時的速度云圖。

圖1 球體不同旋轉開度時的速度云圖

流道中，入口處的流速較低。球體附近，流體呈漏斗狀。最高流速出現在球體出口的位置，因為此處流通面積急劇變化，導致壓力降低、流速增加。

球體不同旋轉開度時的壓力云圖如圖2所示。圖2分別是陶瓷球閥球體在旋轉20°、40°、60°、80°和90°這五個開度時的內部流場壓力云圖。球閥打開，壓力減少的地方出現在節流口后球體通孔的位置，在第二個節流口后壓力值最低，五個開度下的右側管道出口壓力分別為1.43 MPa、1.2 MPa、1 MPa、0.9 MPa和1 MPa，均小于211 ℃時的飽和蒸氣壓力(1.9 MPa)。因此，閥門在五種開度工況下發生了閃蒸現象，沒有發生氣蝕現象。

圖2 球體不同旋轉開度時的壓力云圖

2.2 模態仿真

在模態分析時，一般通過求解低階模態來研究共振問題[6]。本文取前三階進行分析。九個開度下管道和球閥的前三階振動頻率如表2所示。安裝在管道上的陶瓷球閥的九個開度分別為0°、20°、30°、40°、50°、60°、70°、80°和90°。

表2 九個開度下管道和球閥的前三階振動頻率

陶瓷球體的前三階振動頻率模態仿真如圖3所示。選取安裝有閥門的管道在一種開度時的前三階振動頻率模態分析圖進行展示，球體旋轉90°時管道和球閥的前三階振動頻率模態仿真如圖4所示。

由表2、圖3和圖4可知，球體前三階的振動頻率在3 000 Hz左右；管道和陶瓷球閥整體的前三階振動頻率值大約為27 Hz、27 Hz和88 Hz，遠小于球體的前三階頻率，因此不會發生共振現象。

圖3 陶瓷球體的前三階振動頻率模態仿真

圖4 球體旋轉90°時管道和球閥的前三階振動頻率模態仿真

根據上述流體特性仿真分析的結果，結合球體、安裝球閥的管道各自在不同開度下的前三階振動頻率分析，得到出入口壓差較大時產生高噪聲的原因是閃蒸現象，而不是共振。

3 內部結構改進

通過對陶瓷球閥內部結構進行改進，解決閃蒸現象引起的高噪聲，即在閥門出口側管道內安裝節流孔板和優化閥座結構。

3.1 節流孔板

孔板和閥座上分布著不同孔徑的小孔，能使壓力下降，最大程度減輕產生的能量[7]。總的壓差為每一級降壓時的壓力差之和。根據國標[8]，節流孔板中各節圓和孔的大小與管道內徑D相關。節流孔板結構如圖5所示。

圖5 節流孔板結構示意圖

當DN200管道的內徑為207 mm時，計算得到a～e的尺寸，分別為0.25D、0.56D、0.75D、0.85D和0.90D，a～e上各孔的直徑分別為0.41D、0.139D、0.136 5D、0.110D和0.077D。其中：孔板的厚度t為0.125D，即25.875 mm；閥門出口與節流孔板入口之間的距離l1取2D，即414 mm。

3.2 閥座結構優化

改進的閥座結構如圖6所示。圖6中，高度為H的圓柱面與凹形球面共同組成過渡腔，既可以降低瞬間沖量的峰值，也有利于減振降噪。通過計算，確定H為1 mm；節流閥座球面的端口直徑與球體的流道內徑d相等，節流閥座球面的直徑比球體的直徑大2 mm。

圖6 改進的閥座結構圖

4 降噪效果分析

通過監測點的聲強判斷結構改進后的降噪效果。借助Fluent軟件中的Acoustics模塊進行噪聲場計算。其原理為求解氣動聲學方程(Ffowcs-Williams & Hawkings,FW-H)[9]，再對其進行傅里葉變換。FW-H方程如式(1)所示。

(1)

對得到的時域信號進行傅里葉變換(fast Fourier transformation,FFT)，計算式[10]如式(2)所示。

(2)

式中：p(f)為頻域下的壓力函數；p(t)為時域下的壓力函數。

根據國標中[11]中對監測位置的要求，監測位置與閥門出口的距離l應為1 000 mm。閥座和節流孔板安裝位置及內部流場監測點位置如圖7所示[3]。由圖7可知，在內部流場沿基準面I-I’位置設置A～H8個監測點，位置如圖7(b)所示。

圖7 閥座和節流孔板安裝位置及內部流場監測點位置

陶瓷球閥結構優化指安裝節流孔板和改進閥座結構。閥門完全打開，結構優化前后監測點的振動頻率及噪聲如圖8所示。

圖8 結構優化前后監測點的振動頻率及噪聲圖

總體上，監測點噪聲值曲線在低頻時較大，隨著頻率的升高，幅值呈下降趨勢。結構優化前后監測點的最大噪聲值對比如表3所示。由表3可知：管道內部流場噪聲監測點的降噪幅度均在16%以上，降噪效果明顯。

表3 結構優化前后監測點的最大噪聲值對比[3]

5 結論

本文依據黑水處理工況設置了工作參數，主要對陶瓷球閥及其管道進行了流場和噪聲場仿真，發現管道出入口壓差較大時，閥門產生振動和噪聲的主要原因是閃蒸現象而不是共振。據此，通過安裝可消耗內部能量、節流降噪的節流孔板和結構優化后的閥座，監測點的噪聲值降低了16%以上。本研究在進行噪聲場仿真時未考慮球閥和管道外壁對噪聲傳播的影響，而實際上外壁可以阻擋部分噪聲。后續工作可從解決陶瓷材料脆性和進一步確定陶瓷球閥自身及其裝配在管道中的振動源展開。