化工裝置調節閥的噪聲預測

劉珊

(中石化上海工程有限公司,上海 200120)

調節閥作為工藝過程的重要控制元件,廣泛應用于各種石油化工裝置。根據SH/T 3005—2016《石油化工自動化儀表選型設計規范》的規定,計算出的調節閥最大噪聲應使其下游1 m處和管道表面1 m處的最大穩態噪聲限制不得超過85 dB(A);用于泄放、放空等脈動或間歇操作的調節閥在上述位置的最大脈沖噪聲限值不得超過105 dB(A),否則應選用低噪音調節閥或采取外部降噪措施。

GBZ/T 189.8—2007《工作場所物理因素測量 第8部分: 噪聲》附錄B的規定,實際工作中,對于每天接觸噪聲不足8 h時的工作場所,可根據實際接觸噪聲的時間和測量(或計算)的等效聲級,按照接觸時間減半噪聲接觸限值增加3 dB(A)的原則,工作場所噪聲日接觸時間及等效聲級接觸限值見表1所列。

表1 工作場所噪聲日接觸時間及等效接觸限值

對于液體工況的閥門,噪聲的突然增大往往也可作為閥門內部發生氣蝕的有力判據之一,這是因為此時閥門內部的空化是噪聲激增的主要原因,這也使得噪聲可以作為閥門抗氣蝕效果的判斷依據。

本文所介紹的噪聲計算方法是對IEC標準和國標中所提供的計算流程,即采用壓差比和初始空化特性壓力比進行計算與判斷的方法。

1 不可壓縮流體的閥門噪聲計算

噪聲的來源是流體機械能的損失,不可壓縮流體的噪聲計算思路: 首先通過流體的參數計算出管道內部的機械損耗功率,將機械損耗功率按一定的聲功率比轉換為內部聲功率,由內部聲功率計算出內部噪聲,再減去通過管壁的傳播損失,即計算出外部噪聲值。

1.1 流體參數及機械損耗功率的計算

不可壓縮流體的壓差比xF計算如式(1)所示:

(1)

式中: Δp——閥門上下游差壓,kPa;p1——閥門上游絕對壓力,MPa;pV——流體飽和絕對蒸汽壓,MPa。

當xF增至足夠大時,非空化流將向空化流轉變。在該轉變過程中,聲壓級因空化作用開始增大,此時的壓差為Δpk,初始空化特性壓力比xFZ如式(2)所示:

(2)

當xF>xFZ時空化開始產生,一般來說,xFZ隨行程的變化而變化。實際應用中,空化帶來的最大問題就是閥門的氣蝕,因此液相閥門的噪聲激增往往代表了初始氣蝕的開始。

值得注意的是,從空化的產生到對閥門產生空化損害存在一定過程,國外的文獻中,還定義了開始出現損害的空化壓差比xFid,該數值對設計人員避免閥門空化損害更有指導意義,但需要由閥門制造商根據閥門的形式與內部結構提供參考值。

當p1=0.6 MPa時,普通閥門的xFZ計算如式(3)所示:

(3)

當p1=0.6 MPa時,多孔的級閥芯閥門的xFZ計算如式(4)所示:

(4)

當p1為其他壓力時,應修正xEZ,計算如式(5)所示:

(5)

式中:C——流量系數;Fd——閥門類型修正系數,與閥門的開度行程有關;FL——壓力恢復系數,與閥門型式有關,常規單座調節閥一般為0.9左右,球閥和蝶閥稍低,通常為0.6～0.8,準確數值應由閥門制造商確定;N34——流量系數,C取Kv時為1,C取Cv時為1.17;NO——多級閥門級數;dH——多孔閥門孔徑,m。

Δp>xFZp1(p1-pV)時,即進入空化狀態,噪聲也會急劇增大。

(6)

式中:vVC——縮流斷面射流流速,m/s;ΔpC——vVC計算用差壓,ΔpC為xF(p1-pV)與2FL(p1-pV)中的較小值,Pa;ρL——液體密度,kg/m3。

(7)

式中:Wm——不可壓縮流體的機械損耗功率(流束功率),W;qm——介質質量流量,kg/s;

1.2 計算內部聲功率

內部聲功率計算如式(8)所示:

Wa=(ηturb+ηcav)WmrW

(8)

式中:Wa——聲功率,W;ηturb——紊流聲效系數;ηcav——空化聲效系數;rW——聲功率比,代表輻射到管道內的部分聲功率。

(9)

式中:cL——液體中的聲速,m/s。

非空化狀態下ηcav=0,空化狀態下ηcav計算如式(10)所示:

(10)

式中:p2——閥門下游絕對壓力,MPa。

1.3 計算內部噪聲

內部聲壓級的計算如式(11)所示:

(11)

式中:Lpi——內部聲壓級,dB;Di——管道內徑,m。

(12)

式中:fp, turb——紊流峰值頻率,Hz;NSTR——射流的斯特勞哈爾數;Dj——縮流斷面射流直徑,m。

(13)

(14)

式中:N14——流量系數,C取KV時等于0.004 9,C取CV時等于0.004 6;d——閥入口管道內徑,m;d0——閥座/閥芯孔徑,m。

空化峰值頻率fp, cav計算如式(15)所示:

(15)

1.4 計算傳播損失

環形頻率計算如式(16)所示:

(16)

式中:fr——環形頻率,Hz;cp——管道中的聲速,m/s,鋼鐵按5 km/s取值。

環形頻率下的傳播損失如下:

(17)

式中:TLfr——環形頻率下的最低傳播損失,dB;ρP——管道材質密度,鋼鐵按7.8 t/m3取值;φP——管道壁厚,m;cO——空氣中的聲速,343 m/s;ρO——空氣密度,1.293 kg/m3。

紊流的傳播損失計算如下:

TLturb=TLfr+ΔTLfp, turb

(18)

式中:TLturb——紊流的全部傳播損失,dB。

(19)

式中: ΔTLfp, turb——紊流峰值頻率的全部傳播損失TLturb到沿管道傳播的環形頻率下的傳播損失TLfr過程中的傳播損失之差,dB。

空化流的傳播損失計算如下:

(20)

式中:TLcav——空化流的全部傳播損失,dB。

1.5 計算外部噪聲

在紊流條件下,xF≤xFZp1時,管壁外1 m處聲壓級LpAe, 1m計算式如式(21)所示:

(21)

空化條件下,xFZp1

(22)

2 可壓縮流體閥門噪聲計算

可壓縮流體的噪聲計算思路與不可壓縮流體相似,但因為可壓縮流體的流體狀態更為復雜,因此實際計算過程與不可壓縮流體稍有不同:

1)首先根據縮流斷面處壓力和下游壓力之間幾個極限值之間的關系,將流體狀態分為狀態Ⅰ～狀態Ⅴ,不同的流體狀態對應了不同的計算公式,但噪聲計算的過程均相同。

2)計算縮流斷面處過程中的總流束功率。

3)根據流體狀態,計算出相應的聲效系數η,并且得到對應的聲功率Wa。

4)將聲功率轉換成管道內部聲壓級。

5)考慮管道壁的傳遞損失,并考慮觀測距離,計算出管壁外1 m處A加權聲壓級LpAe, 1m。

2.1 流體狀態的判定

2.1.1壓力與壓力比

為確定流體狀態,需確定幾個壓力和壓力比參數,計算公式如下:

(23)

式中:X——可壓縮流體壓差比。

(24)

(25)

式中:pVC——亞音速流條件下,假定氣體壓力恢復情況與液體相同,縮流斷面絕對壓力,Pa。

(26)

(27)

(28)

(29)

式中:pVCC——臨界流,即閥出口開始達到音速流條件下,下游絕對壓力,Pa;γ——比熱比;p2C——縮流斷面音速流開始時,下游臨界壓力,Pa;XC——縮流斷面音速流開始時的壓差比;XVCC——臨界流條件下,可壓縮流體壓差比。

(30)

式中:α——修正系數。

(31)

(32)

式中:p2B——斷點處下游壓力,即為激波紊流作用(狀態Ⅳ)開始超越剪切紊流作用(狀態Ⅲ)影響噪聲頻譜所在,Pa;XB——馬赫面形成時的壓差比。

(33)

(34)

式中:p2CE——聲效系數為常數的區域(狀態Ⅴ)開始時的下游壓力,Pa;XCE——聲效系數開始固定為常數時的壓差比。

2.1.2流體狀態判定

控制閥通過把勢能(壓力)轉換成紊流來控制流體。控制閥中的噪聲是由這種轉換能量中的一小部分產生的,大部分能量都變成熱能。產生噪聲的不同狀態是各種聲學現象或氣體分子與激波相互作用的結果。

1)狀態Ⅰ。X≤XC,即p2≥p2C,流體以亞音速流動,氣體被部分再壓縮,這與FL有關。該類噪聲主要由偶級子聲源引起。

2)狀態Ⅱ。XCp2≥pVCC,噪聲主要由激波之間相互作用和紊流阻塞流產生。當狀態Ⅱ接近極限時,二次壓縮量減小。

3)狀態Ⅲ。XVCCp2≥p2B,不存在等熵壓縮。流體為超音速流動,剪切紊流占主導地位。

4)狀態Ⅳ。xBp2≥p2CE,馬赫面形成,分子碰撞減少,激波紊流作用占主要因素。

5)狀態Ⅴ。XCEp2,聲效系數為常數。p2的進一步降低將不會使噪聲增加。

可壓縮流體五種流體狀態的壓差比區間范圍如圖1所示。

圖1 可壓縮流體五種流體狀態示意

2.2 初步計算

閥門類型修正系數計算如式(35)所示:

(35)

式中:dm——單流路水力直徑;d1——總流路面積的等效直徑。

(36)

式中:A——單流路面積,m2;Lw——單流路接液孔的周長,m。

(37)

2.3 縮流斷面處機械損耗功率與聲功率計算

不同流體狀態下的流體參數計算公式見表2所列,通過計算機械損耗功率,再算出流體的聲功率。

表2 不同流體狀態下的流體參數計算

表2中:TVC,TVCC——縮流斷面溫度,K;cVC,cVCC——縮流斷面中的聲速,m/s;MVC,Mj,Mj5——縮流斷面馬赫數;η1～5——聲效系數;fP——產生噪聲的峰頻率,Hz。

2.4 將聲功率轉換成內部聲壓級

將聲功率轉換成內部聲壓級的計算如式(38)所示:

(38)

式中:ρ2——下游流體密度,kg/m3;c2——下游聲速,m/s。

其中:

(39)

式中:ρ1——上游流體密度,kg/m3。

(40)

式中:R——通用氣體常數,R取值為8 314 J/(kmol·K);T2——下游溫度,可由熱力學等焓關系得出,或者T2近似等于T1。

(41)

式中:M0——閥出口處馬赫數,M0不宜大于0.3;D——閥出口直徑,m。

(42)

式中:Mg——下游管道馬赫數修正值。

(43)

式中:M2——下游管道馬赫數。

2.5 計算出管壁外1 m處A加權聲壓級

透過管壁的傳播損失可由式(44)所示公式計算:

(44)

式中:TL——透過管壁的傳播損失,dB;pa/ps——當地大氣壓力修正值;Gx,Gy——頻率系數,可由表3計算得出。

表3 頻率系數Gx, Gy計算公式

在表3中,fr,f0,fg計算式如下:

(45)

式中:cS——管道音速,鋼制管道中為5 km/s。

(46)

式中:f0——內部管道重合頻率,Hz。

(47)

式中:ca——外部音速,343 m/s;fg——外部管道重合頻率,Hz。

(48)

(49)

LpAe=5+Lpi+TL+Lg

(50)

式中:LpAe——管道外壁處輻射出的A加權聲壓級,dB。

公式(50)中第一項5 dB是跟所有峰頻率有關的一個平均修正值。

(51)

3 計算實例

3.1 某液相工況閥門

某液相閥門的工藝參數: 管道外徑為60.3 mm,管道壁厚為3.91 mm,流量為5 m3/h,閥前絕對壓力為0.386 MPa,計算差壓為0.166 MPa,閥前溫度為40 ℃,介質密度為990 kg/m3,飽和蒸汽絕對壓力為7 kPa,臨界絕對壓力為22 MPa,黏度為0.651 mPa·s。

選擇單座調節閥,閥門口徑為DN50。第一步計算流體參數和機械損耗功率: 根據式(1)計算得XF=0.438,由式(5)得XFZp1=0.496>XF,因此為非空化狀態,由式(6),式(7)得vVC=20.347 m/s,Wm=230.55 W。

第二步計算內部聲功率: 液體聲速預估為1.5 km/s,聲功率比rW取0.25,非空化狀態下ηcav=0,由式(8)得Wa=7.818×10-5W。

第三步計算內部噪聲: 由式(11)計算得Lpi=135 dB。

第四步計算傳播損失: 先由式(13)算出NSTR=0.012 4,非空化工況由式(12),式(16)僅計算fp, turb=63.374 Hz,fr=14 860.4 Hz。

內部聲壓傳播過程中的損失總和為本身的傳播損失加上沿管道傳播的損失:TLturb=TLfr+ΔTLfp, turb=-92.137(dB)。

3.2 某氣相工況閥門

某氣相工況閥門的工藝參數: 管道外徑為168.3 mm,管道壁厚為10.97 mm,流量為24 t/h,閥前絕壓為3.864 MPa,閥后絕壓為3.57 MPa,閥前溫度為400 ℃,介質密度為12.19 kg/m3,壓縮系數為0.947,摩爾質量為28 g/mol。選擇口徑為DN150的套筒調節閥。

第一步計算流體狀態,比熱比取γ=1.3: 臨界流條件下,由式(26)計算得pVCC=2.109 MPa;縮流斷面音速流開始時,由式(28)計算得p2C=2.442 2 MPa。因為p2>p2C,所以流體處于狀態Ⅰ。

第二步套用狀態Ⅰ下的計算公式,由式(7),式(8)分別計算出縮流斷面處Wm=203 187.8 W,Wa=0.315 W。

第三步將聲功率轉換為內部聲壓級,由式(11)得到Lpi=143.1 dB。

第四步由式(44)計算透過管壁的傳播損失TL=-54.63 dB,由式(5)計算管道外壁處的聲壓級LpAe=93.85 dB。

最后得到管壁外1 m處的A加權聲壓級LpAe, 1m=83.24 dB。

4 結束語

從噪聲計算的過程來看,可以發現閥門前后的壓差比是決定最終噪聲值的重要參數之一,實際應用中,改變閥門結構(如采用降噪閥籠)或增大閥門操作背壓都是降低噪聲的有效手段。

此外在計算閥門噪聲時需要用到一些由廠家提供的特性參數,否則就只能采用經驗值估算,但即使是估算,對閥門選型與流體狀態預估也有著積極意義,一方面可以對有氣蝕風險或氣相阻塞流工況的閥門有個預判,另一方面也能更好的理解閥門噪聲的產生過程。