套筒結構對雙層套筒式控制閥氣動噪聲的影響分析

錢錦遠， 于龍杰， 侯聰偉， 蔣永兵， 郝嬌山， 王偉波， 金志江

(1. 浙江大學 能源工程學院化工機械研究所, 杭州 310027； 2. 重慶川儀調節閥有限公司, 重慶 400707)

氣動噪聲是一種由氣流直接產生，且頻率雜亂、統計上無規律可循的聲音。當人體長期處于氣動噪聲環境中，其聽力會遭受較大的損傷，并容易產生負面情緒。控制閥內結構復雜，當高速氣流流經控制閥內部結構時，壓力迅速降低發生超聲速流動，導致氣體湍流程度快速增大并產生較大噪聲，對現場操作人員的身心健康以及管路設備的安全運行有著嚴重影響[1]。多孔套筒又被稱為籠式套筒或多孔籠罩，由于其多孔結構，有助于控制閥降低噪聲，減小振動，被廣泛應用于控制閥內部結構，提高閥門壽命[2]。將單層套筒改進為雙層套筒，可進一步提升該控制閥的降噪性能。

許多學者對控制閥噪聲與降噪措施做了大量的研究。Fan等[3]總結了控制閥的噪聲預測方法以及噪聲抑制的一般措施，主要包括采用迷宮式阻性消聲器和多級套筒閥芯。Wei等[4]通過數值模擬法，發現在出口空腔中設置帶孔節流板可有效地降低流致噪聲。Berestovitskiy等[5]通過試驗研究了帶孔節流元件對調節閥流致噪聲的抑制作用。但是，有研究表明節流元件會增大調節閥的氣動損失，降低其流通能力[6]。此外，Youn等[7]發現徑向狹縫結構對減壓閥的高頻噪聲有較大的抑制作用，并且試驗驗證了降噪的有效性。張田等[8]采用鼓形出口和內壁小孔的結構對鍋爐給水泵最小流量循環閥的出口進行改造，經分析該結構具有較好地抑制噪聲效果。王佳典等[9]基于計算流體力學(computation fluid dynamic, CFD)和聲學計算法，對某一種控制閥的管路流體噪聲進行了瞬態方法和準穩態方法的對比分析，比較了計算精度與計算量的優缺點。孫長周等[10]通過聲比擬法計算并提取閥內壁聲壓，并通過聲振模型求解了閥門外部聲場。蘇華山等[11]基于Fluent軟件以及動網格技術，發現流量的波動是導致閥芯產生振動噪聲的主要原因。劉翠偉等[12]采用CFD軟件耦合專業聲學軟件方法對氣體流經閥門的氣動噪聲進行了研究，并確定流場中強烈的壓力、速度脈動是閥門氣動噪聲產生的根本原因。Ryu等[13]利用頻域聲學模擬計算節流閥的內部氣動噪聲。此外，高溫蒸汽等介質還涉及傳熱過程對噪聲的影響，Qian等[14]發現較低的管壁溫度不僅能強化對流換熱，還可起到減弱氣動噪聲的效果。

噪聲是控制閥最重要的性能指標之一，但是目前缺少針對套筒結構參數對控制閥噪聲影響的相關研究，尤其針對雙層套筒式結構。雙層套筒式結構控制閥簡稱為雙層套筒式控制閥。本文對雙層套筒式控制閥建立不同套筒間距和套筒厚度數值模型，并對其模擬結果進行比較。本文的研究成果對于套筒式控制閥套筒結構設計具有重要的參考意義。

1 計算模型與控制方程

1.1 控制方程

過熱蒸汽流經控制閥時滿足可壓縮氣體流動方程，包括連續方程、動量方程與能量方程。此外，控制閥氣動噪聲模擬還涉及到寬頻噪聲模型與聲學類比模型。在實際工程問題中的湍流噪聲并沒有明顯的音調，它的頻率范圍連續分布在一個寬頻段范圍內，我們稱為寬頻噪聲。目前有許多寬頻噪聲半經驗修正模型，包括Proudman方程模型、線性Euler方程源項模型、Lilley方程源項模型等，其中Proudman方程模型是使用最為廣泛的一種。基于Lighthill聲類比模型，Proudman推導出了無均流各向同性湍流的聲功率公式。考慮延遲時間差，Lilly重新推導了Proudman方程，其描述了單位體積各向同性湍流派生出的聲功率PA，如式(1)所示

(1)

式中：u為湍流流速；l為特征長度；c為聲速；α為模型常數。聲功率級(acoustic power level)使用式(2)計算得到

(2)

式中，基準聲功率Pref為1×10-12W/m3。

Ffowcs Williams and Hawkings方程(FW-H 方程)采用最通用的Lighthill的“噪聲類比”方法，可以求解由單極子、偶極子和四極子產生的噪聲傳播。ANSYS Fluent采用時域積分的方法，通過少量的面積分計算指定位置的噪聲。ANSYS Fluent中基于“可穿透面積分”的FW-H模型可以很好解決高、亞速氣動噪聲問題。聲壓級時域信號可以通過快速傅里葉變換(fast Fourier transform, FFT)，結合后處理，獲得監測點總聲壓級、聲壓級頻域信息和功率譜。FW-H方程是基于連續性方程以及N-S方程得出的非均勻波動方程，如式(3)所示

(3)

式中：ui為xi方向上的流體速度分量；un為垂直于f=0面的流體速度分量；vi為xi方向上的表面速度分量；vn為垂直于f= 0面的表面速度分量；δ(f)為狄拉克δ函數；H(f)為亥維賽函數；p′為遠場聲壓(p=P-P0)；f= 0被視為聲源面；a0為遠場聲速；Tij和Pij分別表示Lighthill應力張量和壓應力張量。

1.2 幾何模型

本文研究采用的雙層套筒式控制閥模型，其流量特性曲線為可調比50∶1的等百分比流量特性。其結構示意圖如圖1所示。內外層小孔分布方式相同，外層小孔孔徑為內層小孔孔徑的1.2倍。小孔在套筒的排布方式遵循“下疏上密，下小上大”的原則，越底層的小孔又小又疏，越頂層的小孔又大又密。

圖1 雙層套筒式控制閥結構示意圖

不同套筒間距和不同套筒厚度下雙層套筒結構示意圖，如圖2所示。不同套筒間距和套筒厚度模型參數，如表1所示。由圖2和表1可知，將套筒最小厚度設置為2 mm，最小間距為1 mm。以內層套筒內側壁面為基準(內層套筒內層壁面直徑等于閥塞直徑，37.5 mm)，向外改變套筒結構。套筒間距設置為1 mm，3 mm，5 mm和7 mm，套筒厚度設置為2 mm，3 mm，4 mm和5 mm。

(a) 2-1-2

表1 不同套筒間距和套筒厚度模型參數

1.3 網格劃分

本文采用十二面體網格對流道模型進行網格劃分。由于多孔流道的結構復雜，不適合采用結構網格，因此選用非結構網格對流道進行劃分。與四面體網格相比，十二面體網格的數量和計算時間更少，但計算精度較高，收斂性更好。以最大單元面網格尺寸為自變量劃分網格，再觀察模擬結果中出口流量變化，完成網格獨立性驗證。最大面網格尺寸小于等于2.5 mm時，出口流量基本不變，因此將面網格最大尺寸設置為2.5 mm，用來劃分流道模型網格，如表2所示。流道模型網格，如圖3所示。

表2 網格獨立性驗證

圖3 流道模型網格示意圖

1.4 邊界條件及設置

控制閥內部流體介質為380 ℃(653 K)過熱蒸汽，其物性參數如表3所示。將入口壓力和出口壓力分別設置為10.75 MPa和2.5 MPa。由于控制閥內部介質流動時，溫度發生波動，導致密度變化，因此將介質密度設置為理想氣體(ideal-gas)。由于涉及可壓縮流體，采用密度基求解器及穩態求解。

表3 380 ℃過熱蒸汽物性參數

在控制閥穩態流場的基礎上，對控制閥流場進行寬頻噪聲模擬。當計算控制閥穩態流場模擬完成以后，開啟寬頻噪聲源模型(Broadband Noise Sources)選項。對控制閥流場外部監測點進行聲類比模型研究時，需要借助控制閥穩態流場模擬結果作為瞬態流場模擬的初始條件，這樣可以使初始條件更接近真實狀態，瞬態流場模擬結果更準確。開啟Ffowcs Williams and Hawkings方程模型選項，再設置噪聲源(Define Sources)，將壁面(wall)均設置為噪聲源。根據GB/T 17213.8—2015《工業過程控制閥 第8-1部分：噪聲的考慮 實驗室內測量空氣動力流流經控制閥產生的噪聲》中的規定，設置控制閥外側監測點，如圖4所示。設置完上述參數后，還需在求解方法中進行調整。將Formulation設置為顯式(Explicit)，將Transient Formulation設置成二階隱式(second order implicit)，其他參數均不改變。最后，需要對時間步長(time step size)以及時間步數(number of time steps)進行設置。時間步長決定了聲學分析中最高頻率的大小。由文獻調研可知，目前控制閥噪聲頻譜分析中最高頻率基本位于5 000～8 000 Hz。本文的分析將最高頻率fc設置為8 000 Hz，對應的采樣頻率fs為16 000 Hz，計算得到時間步長為6.25×10-5s。考慮到每個case的計算時長以及case數量，在確保采樣信號的數量足以還原原信號的基礎上，將計算總時長設定為0.1 s，時間步數設置為1 600。

圖4 雙層套筒式控制閥測點布置示意圖

2 計算與分析

2.1 數值結果驗證

由于缺乏相關噪聲測試的試驗條件，無法對文中的噪聲模擬結果的有效性直接進行試驗驗證，因此只能借助有關學者的噪聲研究成果來間接證明本文數值模擬方法的可行性。婁燕鵬[15]對高壓降多級降壓疏水閥及閥控管道的振動噪聲特性進行了研究。其研究對象也為多級套筒式控制閥，口徑為DN100，入口壓力為5.9 MPa，出口壓力為1.9 MPa，介質為200 ℃的高溫水。對疏水閥進行噪聲研究時，其最高采樣頻率與本文相似，均為8 000 Hz；對疏水閥噪聲監測點的設置，其與本文相似，同樣參考了標準GB/T17213.8—2015。疏水閥噪聲研究中，監測點202與本文中監測點1位置相同，相互對應。選取了本文中較為典型的2-3-2模型小開度時監測點1的頻譜特性曲線，與疏水閥監測點202的頻譜特性曲線進行對比，發現兩者的頻譜特性曲線規律基本一致，如圖5所示。噪聲主要頻率范圍位于0～2 000 Hz，聲壓級均小于100 dB；隨著頻率的增大，聲壓級逐漸降低；當頻率大于5 000 Hz時，聲壓級趨于穩定狀態。這一結果也間接證明了本文基于數值模擬方法得到的模擬結果的可靠性。

圖5 數值結果驗證

2.2 套筒厚度對氣動噪聲的影響

首先使用寬頻噪聲模型對控制閥內噪聲源進行分析，不同套筒厚度模型的對稱面聲功率級云圖如圖6所示。由圖6(a)可知，氣動噪聲隨著流線方向(入口-閥腔-套筒小孔-出口)不斷增大。聲功率級(acoustic power level，APL)最大區域集中在套筒小孔流道附近流域。針對套筒底座之前的流道，閥腔底部聲功率級靠近出口側偏大。套筒內部流場靠近入口側的聲功率級大于靠近出口側的聲功率，且入口側套筒小孔流道及其之后流域的聲功率級大于出口側套筒小孔流道及其之后流域的聲功率級。大孔徑套筒小孔流道處的高聲功率級流域范圍要大于小孔徑套筒小孔流道處的高聲功率級流域范圍，出口流道內的聲功率級仍保持在較高的水平。

(a) 2-1-2

隨著套筒厚度的增加，套筒小孔流道及其出口附近高聲功率級流域不斷增大；閥腔內流域聲功率級逐漸降低，不均勻分布現象明顯好轉；套筒內部流場靠近出口側的聲功率級不斷降低，導致套筒內部流域聲功率級分布不均勻度進一步提升；對稱面上最大聲功率級從189 dB略微下降至185 dB。

通過非穩態流場數值模擬，得到監測點聲壓信號，再借助傅里葉變換得到監測點的頻譜圖，分析監測點的頻譜特性。不同開度下2-1-2模型測點1的噪聲頻譜圖，如圖7所示。該控制閥有三個最常使用的開度：最大工況開度82%，正常工況開度66%以及最小工況開度42%。由圖7可知，不同開度下監測點的頻譜特性變化趨勢大致相同。隨著噪聲頻率的增大，噪聲的聲壓級都是先增大后減小，最后保持相對穩定。當開度不斷減小時，最大聲壓級從120 dB減小至98 dB左右，而最大聲壓級發生的頻率從1 400 Hz減小到1 000 Hz左右；在高頻率處，聲壓級從60 dB下降至40 dB左右。可以發現，減小開度可以從各個頻率上有效降低雙層套筒式控制閥氣動噪聲，而且保持低聲壓級的高頻率范圍越來越大。根據相關標準規定，距離閥門外殼1 m處的聲壓級應不超過85 dB(A)。因此，大開度時噪聲超標頻率范圍為300～3 500 Hz，正常開度時噪聲超標頻率范圍為500～2 500 Hz，小開度時噪聲超標頻率范圍為500～1 500 Hz，噪聲超標頻率范圍隨著開度的減小也不斷縮小。

圖7 不同開度下2-1-2模型測點1的噪聲頻譜圖

基于監測點各個頻率下的聲壓數據，通過式(4)計算得到監測點各個頻率下的聲壓級

(4)

式中：SPL為聲壓級；p為聲壓；pref為空氣中參考聲壓，一般取2×10-5Pa。而監測點的總聲壓級可通過式(5)得到

(5)

式中：OSPL為總聲壓級；pi為第i個采樣頻率點聲壓；n為采樣頻率個數。

不同開度下不同套筒厚度模型總聲壓級的變化，如圖8所示。由圖8可知，在大開度時套筒厚度的變化對雙層套筒式控制閥沒有抑制作用。隨著開度的縮小，增大套筒厚度對于減小控制閥噪聲有一定的效果，但降噪效果與增大套筒間距相比并不明顯，最大降噪幅度約為2.2 dB。增大套筒厚度的降噪效果明顯小于增大套筒間距的降噪效果。

圖8 不同開度下不同套筒厚度模型總聲壓級的變化

套筒厚度的變化對于測點1的噪聲頻譜特性趨勢基本沒有影響，如圖9所示。當厚度為5 mm時，所有頻率上的聲壓級都基本控制在90 dB以下。套筒厚度的增加，使頻率0～2 000 Hz的噪聲有所降低，且主要噪聲集中在這個范圍；測點1高頻率噪聲所穩定的聲壓級略微從40 dB 提升到50 dB。隨著套筒厚度的增加，下游管路外測點高頻率范圍內的噪聲聲壓級基本上增加了10 dB左右。隨著監測點的下游距離增大，各點的噪聲頻譜特性趨勢不變，但各個頻率上的聲壓級逐級下降，如圖10所示。隨著套筒厚度的增加，0～2 000 Hz范圍內的聲壓級有所下降。

(a) 2-1-2

(a) 2-1-2

2.3 套筒間距對氣動噪聲的影響

不同套筒間距下頂部小孔中心線水平面聲功率級云圖，如圖11所示。從圖11可知，套筒內部流場聲功率級分布并不均勻，內層套筒小孔入口處的流場聲功率級明顯大于套筒內部流場平均聲功率級。隨著套筒間距的增大，套筒內部流場聲功率級分布不均勻度有所下降。最大聲功率級發生的位置向不同方位套筒小孔流道轉移，且套筒間隙流場的聲功率級也不斷提高；套筒外側流場中的高聲功率級流域不斷消失，高聲功率級流域往套筒附近流域不斷匯集。整個平面的聲功率級落在62～186 dB之內。不同開度下不同套筒間距模型總聲壓級的變化，如圖12所示。當開度減小時，隨著套筒間距增大，控制閥總聲壓級變化幅度越來越大。當大開度時，控制閥的總聲壓級隨著套筒間距增大幾乎沒有變化，大約穩定在138 dB；當小開度時，控制閥的總聲壓級隨著套筒間距增大明顯下降，從117.65 dB下降到107.99 dB，下降幅度達8.2 %。當套筒間距為1 mm時，總聲壓級變化幅度為21.38 dB；當套筒間距為7 mm時，總聲壓級變化幅度提升至30.17 dB。因此，套筒間距的變化對于雙層套筒式控制閥小開度工況下氣動噪聲影響較大。與圖8相比，小開度下增大套筒厚度總聲壓級最大降噪值只有2.2 dB，而增大套筒間距總聲壓級最大降噪值提升到9.66 dB。后者的降噪值較前者提升了339%。

(a) 2-1-2

圖12 不同開度下不同套筒間距模型總聲壓級的變化

不同套筒間距下小開度模型測點1的噪聲頻譜，如圖13所示。與圖9(a)相比，隨著套筒間距的增大，可以發現在頻率0～2 000 Hz范圍內，聲壓級有很明顯的下降。在套筒間距為5 mm和7 mm時，所有頻率上的聲壓級都小于85 dB，滿足標準要求。從趨勢上來看，隨著套筒間距的增加，聲壓級變化趨勢愈發平緩，變化范圍在逐漸縮小。針對不同套筒間距下小開度工況時雙層套筒式控制閥下游管路中心點的聲壓級，采用1/3倍頻圖進行對比，如圖14所示。從圖14可知，隨著下游管路中心監測點不斷向下游移動，各個頻率上的聲壓級都不斷下降。每往后移動1 m，聲壓級下降5～10 dB。當套筒間距從1 mm增加到7 mm時，最大聲壓級明顯降低，但在1 500～8 000 Hz范圍內，聲壓級下降幅度明顯降低。在高頻率范圍(6 000～8 000 Hz)內，大套筒間距模型的聲壓級要略高于小套筒間距模型的聲壓級。

(a) 2-5-2

(a) 2-1-2

所有模型在不同開度下測點1的總聲壓級，如表4所示。從表4可知，2-7-2模型在3個工況開度下總聲壓級都是最小的。因此，從降噪的角度來說，采用套筒厚度2 mm和套筒間距7 mm套筒結構的二級套筒式控制閥是目前噪聲相對最小的模型。此外，增大套筒厚度和套筒間距對于降噪都有效果，但增大套筒間距的效果要遠好于增大套筒間距。而且，減小工況開度對于提升增大套筒厚度或套筒間距帶來的降噪幅度有明顯的效果。但增大套筒厚度以及套筒間距并不能減小大開度下控制閥的氣動噪聲，說明了大開度下，套筒厚度與套筒間距并不是影響套筒式控制閥氣動噪聲的關鍵因素。

表4 各個開度下不同結構模型測點1總聲壓級

3 結 論

本文研究了套筒結構對雙層套筒式控制閥氣動噪聲的影響。根據不同的套筒厚度以及套筒間距組合建立相對應的雙層套筒式控制閥流道模型，使用寬頻噪聲模型以及聲類比模型，對控制閥內部流場噪聲源以及控制閥外部監測點的噪聲頻譜特性進行對比分析，所得到的具體研究結果如下：

內部流場噪聲源主要集中在套筒小孔流道附近，聲功率級達180 dB以上。增大套筒厚度，閥腔內聲功率級分布不均勻度降低，套筒內部聲功率級分布不均勻度增大。增大套筒間距，增大底部閥腔內聲功率級分布不均勻度，降低套筒內部聲功率級分布不均勻度，且套筒外高聲功率級流域較小，逐漸向套筒小孔流道附近集中。從大開度減小到小開度，監測點各個頻率上的聲壓級下降約20 dB。隨著套筒厚度的增大，小開度下監測點總聲壓級下降最大，約2.2 dB，降幅小于2 %；監測點的頻譜特性沒有明顯改變。增大套筒間距，大開度下監測點總聲壓級下降值只有0.9 dB，而小開度下監測點總聲壓級下降值提升至9.66 dB,降幅達8.2 %；監測點的噪聲頻譜特性變化趨勢愈發平緩，且低頻區域聲壓級下降。

總體而言，增大套筒厚度和套筒間距都有利于減小雙層套筒式控制閥的氣動噪聲，且增大套筒間距的降噪效果要明顯好于前者。