截止節流閥兩相流致噪聲特性分析

王旭飛，王均宇，戴磊，宋永興，，于躍平

(1.山東海筑暖通工程有限公司，山東濟南 250014；2.山東建筑大學熱能工程學院，山東濟南 250101；3.壓縮機技術國家重點實驗室(壓縮機技術安徽省實驗室)，合肥安徽 230031)

0 前言

節流閥是通過改變節流截面或是節流長度來控制節流流體，在空調中節流閥起到節流降壓的作用[1-3]。當具有一定壓力勢能的流體流到節流閥時，節流面收縮，部分壓力勢能轉變為動能使得流體流速增大；同時壓力降低，當壓力降低到制冷劑的飽和蒸汽壓力時便會產生空泡[4-6]。空泡隨流體流動，空泡流出閥門下游，局部壓力略有增大，氣泡破裂從而形成空化[7-9]。而氣泡之間相互碰撞、空泡坍塌等形成空化噪聲，這也是節流閥流致噪聲的來源之一[10-11]。另外，流體流動不穩定使得流場出現紊流、回流、漩渦等，造成流體動力噪聲增大，這是閥門噪聲的另一來源之一。在空調系統中，節流閥是重要組成元件之一，同時也是空調噪聲的來源之一，故而成為學者們研究的對象。

黃皓[12]通過對不同工況下的電子膨脹閥進行數值計算，發現閥門開度和壓差是影響閥門下游噪聲的重要因素。ZHANG等[13]通過對不同背壓下的錐形電子膨脹閥進行數值計算，發現制冷工況下噪聲主要出現在下游區域，且流場中的最大噪聲值以及剖面上各個噪聲源的強度都隨入口壓力的增大而增大。王世鵬[14]通過數值計算分析了調節閥內在不同開度和不同出口壓力下的流體流動和空化現象，結果發現空化主要出現在閥門出口端的拐角和閥芯窗口。陳修高等[15]通過數值計算對不同進出口壓差下的調節閥進行研究，結果發現空化噪聲是調節閥噪聲的主要來源，且隨閥門進出口壓差的增大而增大。ARIYADI等[16]使用CFD模擬對電磁閥內部產生的流動特性和空氣動力學噪聲進行了數值研究，研究結果表明：不同的入口條件會影響局部速度，從而導致不同量級的湍流強度，通過修改出口通道處的流動路徑可將空氣動力學噪聲降低2%～12%。ZHANG等[17]通過實驗和仿真方法研究不同開度和進口壓力下調節閥的流場分布，并利用在閥芯加溝槽的方式實現了降噪。HAN等[18]分析了提升閥背壓對流動特性、空化和流動力的影響，并采用兩相混合模型進行計算，結果表明：最大速度隨著壓降的增加而迅速增加從而導致閥門內部出現更嚴重的氣穴現象。

傳統節流元件如毛細管等雖然成本低，但是在工作過程經常出現堵塞、流量受限等問題[19-20]。隨著空調技術的發展，新型電子膨脹閥、截止節流閥等逐漸代替毛細管的應用，但在應用過程中同樣伴隨著空化及噪聲的產生。本文作者以截止節流閥為研究對象，通過數值計算對不同入口流量下的截止節流閥進行研究，通過對其內部流場進行分析為其優化降噪提供方向。

1 截止節流閥模型

1.1 物理模型

以某廠家的截止節流閥為研究對象，圖1所示是該模型的剖面示意。

圖1 截止節流閥模型

截止節流閥主要由固定式閥座、活動式閥芯、兩個過濾網組成。作者對制冷工況下的流場進行計算，以R410A制冷劑為介質進行研究。圖示制冷劑流向為制冷時的流動方向，當制冷劑左進下出時，活動式閥芯被流體沖擊移動到固定式閥座位置，此時閥門處于制冷狀態。對該模型進行反向建模得到計算流體域，考慮到閥門實際安裝方向和管路連接方式，最終得到的計算流體域如圖2所示。

圖2 截止節流閥計算流體域

1.2 數學模型

以R410A制冷劑為介質進行研究，設置邊界條件為流量入口和壓力出口，分別對入口流量為0.014、0.016、0.018、0.020、0.022、0.024 kg/s、出口壓力為1.498 MPa工況下的閥門進行數值計算。由于閥門內部流動較為復雜，屬于高雷諾數的湍流流動，因此選擇Realizableκ-ε湍流模型進行計算。在制冷劑流動過程中，由于閥門節流降壓作用，使得閥門出口呈兩相流流出，而制冷劑流致噪聲又屬于寬頻噪聲，因此選擇Zwart-Gerber-Belamri空化模型、VOF多相流模型和Broadband Noise Sources噪聲模型進行計算。具體控制方程如下所示：

質量守恒方程：

(1)

能量守恒方程：

(2)

動量守恒方程：

(3)

(4)

(5)

式中：u、v、w是流體速度在x、y、z三個方向的分量，m/s；ρ是流體密度，kg/m3；cp為定壓比熱容，J/(kg·K)；T為溫度，K；k為流體的傳熱系數，W/(m·K)；v是來流的速度矢量，m/s；ST為流體的內熱源及由黏性作用流體機械能的部分；Fbx、Fby、Fbz是單位流體上的質量力在x、y、z方向上的分量，N；pxx、pyx等是流體內應力張量的分量，N。

Broadband Noise Sources噪聲模型：

(6)

(7)

(8)

式中：U為湍流速度，m/s；l為湍流特征長度，m；α0為聲速，m/s；α為模型常數；Mt為湍流馬赫數；n為湍動能，m2/s2；PA為聲功率，W/m3。

Zwart-Gerber-Belamri空化模型：

(9)

(10)

式中：pv為液體在相應溫度下的飽和蒸汽壓力，Pa；αv為氣相體積分數；RB為空泡半徑，m；ρ為混合相密度，kg/m3；ρ1為液體密度，kg/m3；ρv為氣體密度，kg/m3；Re為蒸發相生成率；Rc為凝結相生成率。

2 網格無關性分析

在對截止節流閥內部流場進行分析時，首先要對其進行網格劃分。網格數量影響計算速度，而網格質量決定計算的準確性，因而網格數量和質量是決定計算速度和結果準確性的關鍵因素。圖3所示是閥門監測點示意，當以一定質量流量流入閥門時，通過與出口監測點監測到的流量進行對比來確定計算誤差是否滿足計算要求。

圖3 截止節流閥監測點示意

由于閥門上下游結構較為簡單，而節流孔區域結構復雜且面積較小，因而對圖示節流區域進行加密處理。圖4所示是用不同網格尺寸進行加密得到的4種數量的網格模型。以0.02 kg/s的質量流量作為入口邊界條件，以相同壓力作為出口邊界條件分別進行計算，當計算收斂后對出口監測點的流量與所設定的入口流量進行對比，結果如圖5所示。可以看出：隨著網格數量逐漸增多，閥門出口的流量逐漸接近設定的入口流量值，且進出口誤差也隨網格數量的增大而減小；但當網格數量增大到一定程度時，對計算誤差的影響減弱，同時網格數量的增多也會使計算速度減慢。考慮到網格數量對計算效率和計算準確性的影響，選擇65.005 0×104數量的網格進行計算。

圖4 節流孔加密網格示意

圖5 網格無關性驗證

3 仿真結果分析

基于CFD對截止節流閥進行研究，通過對入口流量分別為0.014、0.016、0.018、0.020、0.022、0.024 kg/s和相同壓力出口為邊界條件的工況進行計算，最終得到其速度場、渦量場、壓力場、氣相體積分數以及聲功率級等特性。

3.1 速度場及渦量特性分析

當制冷劑以一定的流量流入閥門時，在節流前流體的流速較小，而在節流后由于閥門的節流降壓作用使得節流孔處流速突增。圖6所示是在6種入口流量下的速度場，可以看出：當流體流到節流孔時，流向的突變使得節流孔中心流速較大，而在貼近節流孔壁面上，由于流體的黏性力等使得壁面處的流速較小；隨著閥門入口流量的增大，閥門節流孔處的最大速度從44.331 3 m/s增大到77.560 4 m/s，且在閥門下游流速呈噴射狀分布。

圖6 不同入口流量下速度場分布

閥門節流前管道結構簡單，流體流動較為穩定，而在節流時流道的突變是引起流動不穩定的因素之一。圖7所示是6種工況下的渦量分布。可以看出：渦量主要集中在閥門下游，而最大渦量產生在節流孔區域。在流體流到節流孔時，由于橫截面的減小使得流體流速增大，而在靠近節流孔壁面處流速較小，從而形成較大的速度梯度，從而在剪切力的作用下引起流動的不穩定。當流體流出時，閥門下游流道橫截面突增，使得具有較大動能的流體以噴射的形式流出，而在速度梯度等的作用下也會與下游流體形成剪切力，因而形成較大的旋渦且呈對稱態分布在閥門下游管道區域。

圖7 不同流量下渦量分布

3.2 壓力場及氣相體積分數分布

單相制冷劑以液態的形式流入截止節流閥，在節流降壓后以氣液兩相流流出。圖8所示是在不同入口流量下的壓力場分布，可以看出：壓降主要出現在節流孔位置。當流體流經閥門節流孔時，恒定入口流量下由于管徑的突縮使得流體流速增大，動能增加。根據能量守恒定律可知，能量不會無緣無故消失也不會突然出現。當動能增加時，相應的壓力勢能減小，這也就是截止節流閥的節流降壓原理。從圖8可以看出：隨著閥門入口流量的增大，節流孔處的壓降也逐漸增大，且在節流孔入口貼近壁面的拐角處出現壓力極小值。這是由于流體流向突然改變時，左右兩個方向的流體發生相互作用的抵消力而產生的。當壓力小到一定程度時，便會產生氣液兩相流。

圖8 不同流量下壓力場分布

圖9所示是不同入口壓力下的氣相體積分數分布，可以看出：節流前制冷劑以單相流流動，經過閥門節流降壓作用后下游呈氣液兩相流流動。當高溫高壓制冷劑以一定的流速流動時，在閥門節流孔處出現壓降，當壓力降低到該工況制冷劑的飽和蒸汽壓力時，便會產生空泡，由于節流孔的流速較大，氣泡不易堆積，因而空泡隨流體流到閥門下游形成空化。由于閥門設定的出口壓力小于制冷劑的飽和蒸汽壓力，因而下游空化相對嚴重。而在節流孔入口貼近壁面的拐角位置只有少量的空泡堆積。

圖9 不同流量下氣相體積分數分布

3.3 聲功率級分布

當制冷劑流入節流孔時，部分壓力勢能轉變為動能，由于節流孔的結構較為復雜，壓力勢能會有損耗從而轉變為聲能，同時聲能又以輻射的形式表現出來形成噪聲。圖10所示是不同流量下的噪聲分布，局部區域是節流孔入口的噪聲分布。可以看出：噪聲是從節流孔入口開始產生的。當一定流速的流體流到節流孔時，由于管道橫截面減小，管束收縮，節流孔兩側的流體產生相互作用的力，兩者相互抵消從而產生噪聲。當制冷劑流量逐漸增大時，流體流速增大，同時節流孔入口處噪聲也隨之增大。

圖10 不同流量下噪聲分布

制冷劑以液體流入截止節流閥，經過閥門節流降壓作用后以兩相流流出，因而在流體流動過程中除了流體動力噪聲外也伴隨著空化噪聲的產生。圖11所示是不同入口流量下閥門上下游聲功率級的分布。可以看出：噪聲主要產生在閥門下游，在節流上游拐角位置也有少量噪聲產生，這是由流體流向發生改變時流體相互碰撞和流體碰撞閥門產生的。制冷劑在節流孔處由于閥門節流作用而使局部壓力減小，當減小到制冷劑飽和蒸汽壓力時就會產生空泡，空泡隨流體流動到下游，空泡之間相互碰撞產生空化噪聲。另一方面，由節流孔射流而出的流體與管壁碰撞，并與貼近壁面處流體形成勢差從而形成漩渦，產生較大的流體動力噪聲，因而閥門下游噪聲較大。從圖11可以看出：隨著閥門入口流量的增大，閥門下游最大噪聲從104.640 2 dB增大到122.751 5 dB。

圖11 不同流量下閥門上下游聲功率級分布

圖12所示分別是流體域Y方向上的坐標以及A-A剖線上的噪聲源分布。從圖(b)可以看出：節流區域前有少量噪聲產生，從節流孔入口開始噪聲突增，之后略有減小而后又逐漸增大到最大值再減小。由于流體流束收縮使得流體相互碰撞，因而在節流孔入口出現噪聲突增至極大值的現象。在節流孔區域流動逐漸穩定，由流體流動不穩定的作用減弱，因而噪聲略有減小。當流體流出節流孔至下游區域，流體動力噪聲與空化噪聲同時產生，因此出現噪聲增大的現象，且該區域引起噪聲增大的因素較多，因而伴隨著閥門最大噪聲的出現。當流體流到下游彎管區域時，流體射流不再明顯，由速度梯度引起的渦流及回流等現象減弱，流體動力噪聲隨之減小，因而彎管處噪聲逐漸減小。雖然不同流量下該剖線上的噪聲分布趨勢相同，但各點噪聲源的強度都隨著流量的增大而增大。

圖12 Y方向剖線上噪聲源分布

4 結論

通過數值計算對不同入口流量下的流場進行計算，并對其速度場、渦量場、壓力場、氣相體積分數分布以及噪聲等進行分析，最終得出以下結論：

(1)隨著閥門入口流量的增大，流場中最大流速也隨之增大。閥門節流孔處的最大流速從g=0.014 kg/s時的44.331 3 m/s增大到g=0.024 kg/s時的77.560 4 m/s，且在閥門下游流速呈噴射狀分布。

(2)隨著閥門入口流量的增大，節流孔處的壓降也逐漸增大，且在節流孔入口貼近壁面的拐角處出現壓力極小值。

(3)節流前制冷劑以單相流流動，經過閥門節流降壓作用后下游呈氣液兩相流流動。由于閥門設定的出口壓力小于制冷劑的飽和蒸汽壓力，因而下游空化相對嚴重。而在節流孔入口貼近壁面的拐角位置只有少量的空泡堆積。

(4)隨著閥門入口流量的增大，閥門下游最大噪聲從104.640 2 dB增大到122.751 5 dB。節流區域前有少量噪聲產生，從節流孔入口開始噪聲突增，之后略有減小而后又逐漸增大到最大值再減小。雖然不同流量下閥門中心線上的噪聲分布趨勢相同，但各點噪聲源的強度都隨著流量的增大而增大。

(5)在制冷工況下，噪聲主要集中在節流孔以及閥門下游，在之后的優化設計中可以針對這兩部分的流場流線對閥門結構進行改造以達到降噪的目的。