燃氣輪機燃料控制閥氣動噪聲特性及降噪設計研究

朱志劼, 徐 前, 范雪飛, 韋雪陽, 陳富強

(1. 上海發電設備成套設計研究院有限責任公司,上海 200240;2. 北京化工大學 高端機械裝備健康監控與自愈化北京市重點實驗室,北京 100029)

燃氣輪機所需燃料經加壓后進入燃料控制閥進入機組燃燒室,燃料控制閥在運行過程中,響應燃氣輪機的轉速控制系統信號以調節流向機組燃燒室的燃料壓力和流量[1]。由于閥芯的節流結構設計,天然氣介質通過燃料控制閥后湍流程度增加,在閥芯周圍產生不穩定流動,導致氣動噪聲產生[2]。氣動噪聲造成較高的能量損耗[3]、危害人體健康且造成環境污染[4]。因此,研究燃料控制閥氣動噪聲特性、提出相適應降噪設計方法顯得尤為迫切。

近些年來,國內外學者們對控制閥氣動噪聲特性和降噪設計開展了許多研究。Janzen等[5]提出氣動噪聲是由閥門內腔上的渦流脫落造成,并基于試驗進行了驗證。同年王煒哲等[6]采用基于FW-H方程的剪切流噪聲模型,求解了噪聲源分布、確定了喉口和閥腔流動死區等位置是氣動噪聲輻射源。蘇華山等[7]利用fluent結合動網格技術對噪聲來源進行研究,得出流量脈動引發閥芯往復振動是閥門噪聲的主要來源之一,并進行了試驗驗證。此后,劉翠偉等[8]總結了誘發閥門產生氣動噪聲的方法,提出了一種通用的仿真計算分析方法和試驗驗證流程。2017年,肖飛[9]發現閥內節流設計使流體形態由亞聲速流動變成超聲速流動,增加湍流強度、誘發氣動噪聲。2019年,陳富強等[10-11]揭示了減壓閥氣動噪聲的渦旋發聲機理、識別了噪聲源并提出了降噪設計。研究發現,對不穩定湍流的有效抑制可有效實現降噪[12]。因此,為控制氣動噪聲,學術界和工業界通常采用修改閥內部節流結構或增加降噪元件的方式以調控湍流強度、降低氣動噪聲。對閥內部結構的改型主要包括改變閥芯和套筒的布孔方式和孔徑[13-14]、套筒間距[15]、修正底座結構[16]、改變喉管曲率[17]、采用閥口錐面倒圓[18]等;增加降噪元件主要是添加節流多孔板[19],并基于惠更斯原理改變多孔板的孔徑、厚度、層數、形狀、錐角等因素來實現優化降噪設計[20]。

1 氣動噪聲計算方法

本研究聯合計算流體力學軟件和聲學軟件對燃料控制閥氣動噪聲進行聯合仿真計算,全面預測噪聲特性。首先基于雷諾時均模型求解控制閥穩態流場和流量特性;繼而以穩態流場為初始解,基于瞬時模擬求解瞬態解;然后導出時域壓力脈動,導入聲學計算軟件中轉換成等效聲源,采用快速傅里葉變換獲得頻域信息;最后建立聲傳播模型,進行噪聲計算。

甲烷(CH4)介質在燃料控制閥中的流動為可壓縮湍流,其數值計算應滿足可壓縮氣體流動控制方程組。

連續性方程為

(1)

式中:ρ為甲烷密度;ui為i方向甲烷速度。

動量方程為

式中:p為甲烷靜壓強;τij為應力張量;Fi為i方向體積力;-ρuiuj為雷諾應力。其中應力張量τij表示為

(3)

式中,μ為動力黏性系數。

能量方程為

(4)

式中:keff為有效熱導率;Jj為組分的擴散流量;Sh為其他定義的體積熱源項。其中單位質量流量所具有的能量E表示為

(5)

式中,h為甲烷氣體的比焓。

2 氣動噪聲傳播模型

2.1 三維模型及邊界條件

首先建立燃料閥三維流道,并在出入口分別做延伸,保證流體在管道中充分發展,如圖1(a)所示,圖1(b)為燃料閥的1/2剖視圖。由于該燃料閥內部流場結構復雜,為生成高質量網格,在不影響流場和聲場計算結果的前提下做出如下簡化:封閉閥芯中間流道、封閉閥芯與縫隙處縫隙、對齊頂部凸臺、堵住閥芯底面。為了驗證結構簡化對流場分布造成的影響,對比了簡化前后燃料閥在90%開度時的平均壓力分布,如圖2所示。簡化前后壓力分布趨勢并未發生變化,其中最大誤差僅為1.8%,發生在截面9(具體的截面劃分在3.1節有具體描述)。因此可以判定結構簡化不影響流場及聲場計算。

圖1 70%開度燃料控制閥三維模型Fig.1 Three dimensional model of 70% open fuel control valve

圖2 燃料控制閥簡化前后平均壓力分布(開度為90%)Fig.2 Average pressure distribution before and after simplified fuel control valve(opening 90%)

將建立好的三維模型進行高質量網格劃分,導入FLUENT中進行穩態和瞬態流場計算。穩態流場的計算邊界條件描述如下:選擇基于密度基的求解器,開啟能量方程,選擇適用于復雜結構的RNGk-ε湍流模型,選擇二階迎風格式。以200℃甲烷(CH4)為工質,閥前總壓P1=2.65 MPa、閥后靜壓P2=1.011 MPa,介質溫度T=473.15 K。以穩態解為初場,開啟瞬態模型,求解燃料控制閥氣動噪聲計算所需的瞬態流場參數。

2.2 聲傳播模型

建立該燃料控制閥聲傳播模型,如圖3所示。所建立的聲傳播模型含燃料閥聲學網格、XY平面場點網格、XZ平面指向性網格、YZ平面指向性網格、監測點、聲學包絡面AML網格。插入聲學邊界條件,定義分布式聲源。利用聲學軟件進行聲學響應計算,獲取聲學信息。

圖3 聲傳播模型Fig.3 Acoustic propagation model

3 結果與分析

3.1 燃料控制閥流場特性分析

隨著開度的增加,壓力梯度在閥芯處逐漸變大,如圖4(a)所示。這是因為隨著開度的增大,閥芯節流面積隨之增大,甲烷熱力學過程發生變化,減壓能力隨之增加。但是,雖然在閥芯出口處基本達到減壓目標,在后部連接管路中壓力又有所回升,結構呈現出類似擴壓器原理,因此建議增加節流孔板作進一步減壓。

圖4 不同開度對稱面流場分布(2%、50%、100%開度)Fig.4 Flow field distribution on symmetric planes with different opening degrees(2%、50%、100%)

從圖4(b)中的速度云圖可以看出,隨著開度的增加,速度增加梯度在閥芯處逐漸變大,特別是50%開度后,出口管路平均速度顯著增加,與減壓梯度相對應。

為了更好的捕捉燃料閥的流動特性,,在流域中設置了13個垂直于流動方向的監測平面。如圖5所示所有監測平面的具體空間分布。入口延長段以間隔100 mm均布了6個監測平面,監測平面7位于20 mm處。出口延長段以和入口段相同的間隔均布了6個監測平面。

圖5 流域中監測平面的空間分布Fig.5 Spatial distribution of monitoring planes in the flow domain

圖6(a)定量分析了平均壓力沿著不同橫截面的變化情況。可以看出,隨著開度增加,閥芯處減壓梯度隨之增大,與云圖分布相對應。但是出口管路壓力有所回彈,未完全達到預期目標,因此建議在出口管路增加節流孔板做進一步減壓。

圖6 不同截面流場分布Fig.6 Flow field distribution in different sections

圖6(b)定量分析了平均速度沿著不同橫截面的變化情況。可以看出,隨著開度增加,速度絕對值在全流域范圍內(入口腔、閥芯腔、出口腔)都在變大。且閥芯處增速梯度隨之增大,與速度云圖分布相對應。較大的增速梯度對應較大的湍流耗散、能耗,且易誘發噪聲和振動發生。

3.2 燃料控制閥氣動噪聲特性分析

3.2.1 聲壓分布

氣動噪聲按頻譜特性可分為低頻、中頻和高頻噪聲,其最高聲壓級對應頻率分布依次為20～200 Hz、200～2 000 Hz以及大于2 000 Hz。求解得到燃料控制閥在2%開度時的低頻噪聲平均值為152 dB、中頻噪聲平均值為143 dB、高頻噪聲平均值為149 dB,詳細分布如圖7(a)所示。上述求解均為近場噪聲。

求解得到燃料控制閥在70%開度時的低頻噪聲平均值為165 dB、中頻噪聲平均值為185 dB、高頻噪聲平均值為181 dB,詳細分布如圖7(b)所示。初步判定,隨著燃料控制閥開度的增加,氣動噪聲頻譜特性在全頻范圍內均隨之增加。

3.2.2 頻譜指向性

燃料控制閥在開度2%的頻譜指向性時如圖8(a)所示,隨著低頻、中頻、高頻氣動噪聲依次發生,噪聲在XY方向的輻射范圍隨著增加,且輻射形狀由規則圓形逐漸演變成葫蘆形。說明開度增大后,由XY向均勻輻射演變成非均勻輻射。且在低頻噪聲段,聲壓平均值為82.2 dB;在中頻段聲壓平均值為85.4 dB;在高頻段聲壓平均值為91.1 dB。上述求解均為遠場噪聲。

圖8 XY方向頻譜指向性(100 Hz、2 000 Hz、5 000 Hz)Fig.8 Spectral directivity in the XY direction (100 Hz,2 000 Hz,5 000 Hz)

燃料控制閥在開度70%的頻譜指向性如圖8(b)所示,隨著低頻、中頻、高頻氣動噪聲依次發生,噪聲在XY方向的輻射范圍先減小后增加,且輻射形狀同樣由規則圓形逐漸演變成葫蘆形。在低頻噪聲段,聲壓平均值為78.2 dB;在中頻段聲壓平均值為108.3 dB;在高頻段聲壓平均值為123.9 dB。且隨著開度增加,在全頻范圍內,燃料控制閥XY向遠場噪聲隨之增加。

開度的變化導致閥芯處的壓力梯度及湍流強度發生變化,導致壁面處的壓力分布有所差別。而壁面壓力是氣動噪聲的主要來源。因此,隨著開度變化,噪聲頻譜指向性不論是在輻射范圍、還是不同頻段的分布都隨之發生改變。

3.2.3 監測點聲壓曲線

燃料控制閥2%開度時的出口監測點聲壓曲線如圖9所示。其中,點1距離出口最近,在出口50 mm處;點9距離出口最遠,在出口850 mm處。計算發現在全頻范圍內,最大聲壓值發生在中頻頻譜處。且對于點1、點5和點9,中頻最大聲壓值分別為136 dB、117 dB和110.2 dB。因此,燃料閥氣動噪聲沿著出口衰減。

圖9 出口監測點聲壓曲線(開度2%)Fig.9 Outlet monitoring point sound pressure curve (opening 2%)

燃料控制閥70%開度時的出口監測點聲壓曲線如圖10所示。計算發現在全頻范圍內,最大聲壓值同樣發生在中頻頻譜處。且對于點1、點5和點9,中頻最大聲壓值分別為172 dB、153 dB和147 dB。因此,對于大開度,燃料閥氣動噪聲也沿著出口衰減。且相比于小開度,出口監測聲壓值明顯增大。

圖10 出口監測點聲壓曲線(開度70%)Fig.10 Outlet monitoring point sound pressure curve (opening 70%)

3.3 燃料控制閥降噪設計研究

3.3.1 降噪模型設計

基于多孔消音理論,開展燃料控制閥降噪設計。在湍流擾動最強的閥芯下游20 mm處布置多孔消音節流孔板如圖11所示。添加一個多孔板,相當于添加了一個壓力調節部件,在出入口壓力不變的情況下可以降低閥芯處的壓降,并將最大壓降區域集中到了多孔板處如圖12所示。另一方面,甲烷氣體在經過多孔板的時,經過多孔板的分流作用,形成許多小的射流,這些小射流引發的噪聲相互作用,最后融合成一個低速大射流的噪聲,相較于之前的高速氣流,可以有效地降低噪聲。

圖11 燃料控制閥三維模型Fig.11 Three-dimensional model of fuel control valve

圖12 燃料控制閥平均壓力分布Fig.12 Average pressure distribution of fuel control valve

3.3.2 聲壓分布

如圖13(a)平面場點不同頻率聲壓云圖所示,求解得到原型燃料控制閥在70%開度時的低頻噪聲平均值為95.7 dB、中頻噪聲平均值為127 dB、高頻噪聲平均值為134.5 dB。上述求解均為近場噪聲。

圖13 平面場點不同頻率聲壓云圖(開度70%): 100 Hz、1 100 Hz、4 100 HzFig.13 Sound pressure nephogram of different frequencies at plane field points (opening 70%) : 100 Hz, 1 100 Hz, 4 100 Hz

如圖13(b)平面場點不同頻率聲壓云圖所示,求解得到帶降噪設計的燃料控制閥在70%開度時的低頻噪聲平均值為75.4 dB、中頻噪聲平均值為88.6 dB、高頻噪聲平均值為117 dB。可以判定,多孔消音節流設計,使得燃料控制閥氣動噪聲頻譜特性在全頻范圍內隨之削減。

3.3.3 頻譜指向性

如圖14(a)所示,求解得到原型燃料控制閥在開度70%時,隨著低頻、中頻、高頻氣動噪聲依次發生,噪聲在XY方向的輻射范圍隨之增加。且XY向多為非均勻輻射。在低頻噪聲段,最大聲壓平均值為81.5 dB;在中頻段最大聲壓平均值為127.7 dB;在高頻段最大聲壓平均值為137.7 dB。上述求解均為遠場噪聲。

圖14 XY方向頻譜指向性(開度70%): 100 Hz、1 100 Hz、4 100 HzFig.14 XY direction spectrum directivity (opening 70%): 100 Hz, 1 100 Hz, 4 100 Hz

如圖14(b)所示,求解得到帶降噪設計的燃料控制閥在開度70%時,隨著低頻、中頻、高頻氣動噪聲依次發生,噪聲在XY方向的輻射范圍與原型燃料控制閥輻射范圍相當。但是,在低頻噪聲段,其最大聲壓平均值為63.1 dB;在中頻段最大聲壓平均值為87.2 dB;在高頻段最大聲壓平均值為123 dB。可以發現,多孔消音節流孔板的設計,使得全頻范圍內,燃料控制閥XY向遠場噪聲得到有效抑制。

3.3.4 聲功率曲線

如圖15所示,在求解得到原型和帶降噪設計的燃料控制閥在全頻范圍內的聲功率曲線中。發現多孔消音節流設計成功降低了最大聲功率,且使變化曲線趨于平緩。可以得出結論,多孔消音節流設計可有效降低燃料控制閥的遠場及近場噪聲。

圖15 全頻范圍聲功率曲線Fig.15 Full frequency range sound power curve

多孔板對于不同的頻段的噪聲降噪效果并不相同,分別對添加多孔板前后的燃料閥的低、中和高頻區間的聲功率求平均,如圖16所示。可以得出結論,對于中頻噪聲,多孔板有很好的降噪的效果,占總降噪效果的51.1%,對于低頻和高頻噪聲,多孔板的降噪能力接近,各為24%左右。

圖16 分頻段聲功率分布圖Fig.16 Divided frequency band sound power distribution map

4 結 論

(1)隨著開度的增加,閥芯節流面積隨之增大,甲烷熱力學過程發生變化,壓力梯度、溫度梯度、湍流耗散等流場參數隨之變大;在全頻范圍內,燃料控制閥YZ方向氣動聲壓值要大于XY方向聲壓,因此YZ向氣動噪聲更為劇烈;燃料控制閥的全方位氣動噪聲特性呈現出以中高頻為主導的連續寬頻特性,且燃料閥氣動噪聲沿著出口衰減。

(2)對于原型燃料控制閥,減壓梯度集中在閥芯處;對于帶降噪設計的燃料控制閥,減壓梯度集中在多孔節流孔板處。說明布置節流孔板后,其代替閥芯成為最重要的節流部件,同時將湍流擾動由閥芯轉移到多孔節流孔板處。

(3)求解得到原型燃料控制閥在70%開度時的低頻噪聲平均值為95.7 dB、中頻噪聲平均值為127 dB、高頻噪聲平均值為134.5 dB。上述求解均為近場噪聲;求解得到帶降噪設計的燃料控制閥在70%開度時低頻噪聲平均值為75.4 dB、中頻噪聲平均值為88.6 dB、高頻噪聲平均值為117 dB。可以判定,多孔消音節流設計,使得燃料控制閥氣動噪聲頻譜特性在全頻范圍內隨之削減。