蒸汽球閥閥口型線對閥體振動噪聲影響的數值研究

中圖分類號：TH134 文獻標志碼：A

Abstract： Aiming at the problem of flow induced vibration and noise of V-type steam ball valves， a coupled acoustic-vibration simulation method was used to study the influence of valve port profile on the flow field structure in the valve and the noise radiated from the valve body and pipeline. The numerical results show that， in terms of flow field inside the valve， the modified Type A spool has improved flow characteristics compared to the original Type B model，with enhanced flow performance.Meanwhile， the flow velocity inthe valve increases from 310m/s to 320m/s after modification， with more uniform steam flow distribution. Concerning noise radiated from valve bodies and pipelines，the sound pressure level distribution contours of all three steam ball valves exhibit symmetrical distribution along the pipeline， with broadband characteristics in their noise spectra.At the characteristic peak value， the sound pressure level of Type A spool is 76.70dB ， which is 8.43 dB lower than that of Type B. The findings demonstrate that optimizing the valve port profile parameters is a feasible approach for noise reduction.

Keywords： V-type ball valve; flow characteristics; jet flow; vibration and noise; acoustic-vibration coupling

V型球閥是一種具有結構緊湊、調節范圍廣、可調比例可以達到100：1等優良調節性能的特殊球閥[1]。除此之外，閥芯獨有的V型開口也能很好地保障V型球閥在小開度下的調節性能。

隨著工業化程度的提高，V型球閥的使用更為廣泛，主要應用于艦船、冶金、化工等領域2。而球閥在使用的過程中往往會伴隨有強烈的噪聲，這會對工作人員以及周圍環境造成嚴重危害。因此，對球閥內部流場結構及其誘發振動噪聲的機理和規律性開展研究具有重要的理論意義和工程應用價值。首先，針對閥門流動問題，鄭建光等[3通過試驗探究了電動球閥的流量特性，得到管路中壓力和流量之間的關系，并由此推導出球閥開度與流通面積之間的變化規律。龔禹等4采用 k-ε 湍流模型對不同設計的調節球閥在不同工況下的流阻系數進行了研究。王鵬等[5]采用SST k-ω 湍流模型對汽輪機調節閥穩態蒸汽流場進行了研究。何忠華等分析了球閥開度與流通面積的關系。此外，針對閥門噪聲問題，婁燕鵬指出閥內噪聲是由湍流壓力脈動引起，為得到聲源信息要先對閥內流場進行數值計算。孫長周等[8]對內部湍流作用下調節閥外噪聲的預測進行了研究，通過數值模擬驗證了優化結構的降噪效果。劉磊等將閥門的閥口型線由原來的沖擊射流型轉變為附壁射流型，從而有效降低了閥門的流阻系數，間接降低了氣動噪聲的聲壓級，實現了降噪優化處理。司喬瑞等[1°利用Lighthill聲類比理論對泵內的流致噪聲進行了研究，發現聲學有限元法能考慮到團流噪聲的各種聲源，且對泵內寬頻噪聲問題的研究更具優勢。徐野等[11]基于計算流體力學（CFD）方法和流固耦合計算方法對彈性水翼流致噪聲進行了計算和分析。結果表明，流致噪聲主要由壓力脈動決定，振動噪聲主要由結構固有特性和激勵力共同決定。馬尊領等[12]在對離心泵輻射噪聲進行研究時指出，泵殼的結構振動模態對輻射噪聲計算有顯著影響。

目前，對于V型調節球閥的研究都是以液體為介質，主要對其內部流場進行數值分析，同時在管后增設多孔板來實現降噪優化處理，而從閥芯結構進行改型的研究較少。同時，上述文獻也表明，采用聯合仿真方法得出的計算結果更加符合實際情況。因此，本文基于聲振耦合的方法對V型半球閥的聲振特性進行數值模擬，同時考慮不同閥口型線參數對于閥體管道輻射噪聲的影響。

1 物理模型

V型球閥是一種具有直角回轉結構的調節閥，主要由閥芯、閥體及閥桿等部件組成。該閥在使用時通過其閥芯隨閥桿轉動 90^° 來實現啟閉過程。以DN37V型半球閥為研究對象，其結構如圖1所示。

2 數值計算

2.1 網格劃分及無關性驗證

為保證V型蒸汽球閥進口流速均勻和閥后流動得到充分發展，在球閥進、出口分別添加長度為3倍管徑和5倍管徑的延長段。V型蒸汽球閥內部流體域比較復雜，因此將球閥模型分塊后利用AnsysICEM軟件并采用結構化網格與非結構網格混合的方法進行網格劃分，同時為保證準確捕捉邊界層流動，將第一層網格高度設置為0.06mm ，網格增長率為1.2，并對閥芯和局部間隙進行加密處理。圖2為流體域網格示意圖。

以V型球閥 50% 開度時的出口質量流量作為判斷標準，網格無關性驗證結果如圖3所示。可以看出，質量流量隨著網格數增大逐漸平穩，當網格數增大到600萬時計算結果基本穩定。考慮到時間成本和計算精度，最終確定網格數為650萬。

2.2 可靠性驗證

為了進一步驗證本文數值計算結果的可靠性，將其與文獻[13]中實驗測得的流量特性曲線進行了對比，結果如圖4所示。圖5為實驗測試時采用的調節閥閥體。從圖4可以看出，在設定的4種不同進口壓力下V型球閥的流量特性曲線的實驗值與模擬值擬合效果較好。這表明針對V型球閥內部流動特性的數值模擬方法是可行的。

實驗測試前首先確認場地供水、供電及蒸汽 系統滿足實驗臺架系統的要求。

（1）打開蒸汽源釋放高溫蒸汽。待溫度和壓 力穩定后，將調節閥調至 50% 開度，出口壓力 穩定在 1.7MPa ，進口壓力調整為 2MPa 。

（2）觀察流量計的數值，待其穩定后記錄一次蒸汽流量。（3）逐漸增大調節閥的進口壓力（按實驗選定的4種不同進口壓力工況）。（4）保持蒸汽管路全開，關閉蒸汽源，實驗結束。

2.3 流場計算設置

穩態流場的邊界條件設置為：進口總壓為2.1MPa ，出口靜壓為 1.8MPa ，進口溫度為489K 。內部流動介質為飽和水蒸氣，因此運用IAPW-IF97水蒸氣參數公式計算介質熱物性。其余各固體壁面均為無滑移壁面條件，數值模擬的湍流模型選用 k-ω 模型。

為得到后續聲場計算所需的時域聲源信息，在穩態計算收斂的基礎上進行瞬態模擬。瞬態模擬采用LES（largeeddy simulation）方法進行計算，時間步長設為 5×10^-5： ，計算6000步。根據采樣定律最大分析頻率可達到 10kHz 。計算時輸出壁面聲源信息，以便用于后續聲振耦合分析。

2.4聲場計算設置

輻射噪聲計算采用有限元法FEM（finiteelementmethod）。在LMSVirtual.Lab軟件中導入瞬態流場計算得到的壁面聲源信息，利用快速傅里葉變換將流場信息轉換為頻域信息，并將其映射至流體域表面網格上得到壁面壓力脈動。同時，導人結構模態數據用于聲振耦合計算。為模擬噪聲在長管道中的傳播情況，將管道進、出口定義為全吸聲屬性。定義管閥系統內表面為聲振耦合面，外部聲場域介質為空氣。

聲音作用于結構上的聲壓載荷可以看作是附加的法相載荷。該結構模型的動力學方程為

（K_s+jωC_s-ω²M_s）?u_i+K_c?p_i=F_si

式中： K_s 、 M_s 和 c_s 分別為結構網格上未受到約束部分的剛度矩陣、質量矩陣和阻尼矩陣；K_c 為耦合剛度矩陣； u_i 為未知結構振速； p_i 為未知節點聲壓； F_si 為結構激勵載荷； ω 為聲波的圓頻率； i 表示第 i 個單元； j 為虛數單元。

在流體與結構耦合處，結構法線方向的振動速度與流體的振動速度相同。因此，在邊界處，結構的振動速度可以看作是聲音的附加速度輸人。此時聲學方程為

（K_a+jωC_a-ω²M_a）?p_i-ω²M_c?u_i=F_ai

式中： K_a 、 M_a 、 C_a 分別為激勵載荷結構網絡上 的剛度矩陣、質量矩陣和阻尼矩陣； M_c 為耦合 質量矩陣； F_ai 為激勵載荷； （K_a+jωC_a-ω²M_a） 為稀疏矩陣。

式中： K₀ 為耦合矩陣； ρ₀ 為流體密度。

將非定常激勵力加載到固液交界面上，可以根據上述結構和流體相互耦合的離散化矩陣方程得到結構表面上任意節點的振動速度和聲壓。圖6為閥體管路結構模型。

根據《實驗室內測量液動流流經控制閥產生的噪聲》中關于噪聲監測點位置的規定，將 A 、B 、C、 D4 個噪聲監測點分別設置在閥四周且距離管道外壁面 1m 處[14]。考慮到人耳聽力頻率范圍通常為 20～20000Hz ，過高頻率的聲學數據對液壓調節閥振動噪聲的貢獻量很小，因此，本文聲學分析時頻率上限取 10000Hz 。計算時所用的結構網格、聲學網格和場點網格如圖7所示，其中：水平面YOZ截面和豎直面 XOZ 截面為聲場計算平面；聲壓級指向性監測點位于以閥芯中心為原點，半徑為 1m 的YOZ平面內，以10^° 為間隔共設置36個監測點。

2.5 型線參數設計

V型球閥的流通面積是改變球閥流通性能的重要指標，通常可以通過改變開度來對其進行調整。而在同一開度下，改變閥口型線也可以使流通面積發生變化，同時對流場的流動狀態也會有所影響。相較于工程實踐中通用的直線型V型閥口的閥芯，曲線型的閥口結構不僅避免了直線型閥口結構的尖銳倒角問題，同時對于閥內的流通性能也有改善作用。因此，本文為研究型線結構對閥內流場的影響，除原TypeB型外又設計了2種不同曲線型閥口的球閥。圖8為3種不同型線結構的閥芯。

3計算結果分析

3.1球閥流阻特性分析

V型球閥內部流體在流經閥芯部分時會產生流阻作用。流量系數 K_v 作為表征閥門內流通能力的主要性能參數[15-16]，其數學表達式為

式中： G_s 為蒸汽流量， kg/h ： p₁ ） p₂ 分別為進、出口絕對壓力， kPa ； K 為蒸汽修正系數，水蒸氣的 K 取為19.4。

式中： ε 為阻力系數； Δp 為被測閥門的壓力損失， MPa . u 為流體的平均流速， m/s 。

圖9、10分別為不同閥門開度下3種型線結構閥芯的流量、流阻特性曲線。可以發現，隨著閥門開度的增大，3種閥芯的質量流量整體趨近于等百分比流量變化。其中：在開度為 40^° 時3種閥芯的質量流量較為接近；當開度增大到 50^° 后，三者開始出現較大差別。同時，從閥芯結構參數也可以看出，型線為TypeA時閥芯流通面積最大，其余2種的較小，且隨著開度的增加，3種不同型線結構閥芯的質量流量均增大。

對于阻力系數來說，3種型線結構閥芯所呈現的規律與流量的變化趨勢恰好相反。其中TypeA型閥芯的阻力系數低于TypeB和TypeC型閥芯。在 40% 開度時型線參數對閥芯結構的阻力系數影響最大。相比于TypeA型，TypeB型閥芯在 40% 開度時阻力系數增大了 14.5% 而TypeC型閥芯的則增大了 29.6% 。隨著開度的增大，不同型線參數設計對阻力系數的影響逐漸變小。

3.2球閥流場分析

為了研究閥芯型線結構對閥內流場的影響規律，本文對 50% 開度、進口壓力為 2.1MPa 下

3 種閥芯模型進行了數值模擬[17-18]。 。

圖11為V型球閥主流截面 XOY 截面）的速度云圖。從圖可以看出，在相同壓差和開度下，隨著閥口型線的變化，閥芯的流通面積發生變化，TypeA、TypeB和TypeC型閥芯對應的最高流速分別達到320、310和 300m/s 。流通面積的減小導致經過節流處的流體減少。這可類比于前文中開度的變化引起的流通面積變化導致的流速的變化。

圖12為V型球閥壓力云圖。從圖可以看出：飽和蒸汽在流經閥芯節流口時，壓力開始急劇下降，而壓力分布不均勻導致產生渦流核心，該處是閥門噪聲的主要聲源區域之一；從數值上也可以看出，TypeA型閥芯的壓降相較于后2種閥芯的更大，這也與前文得出的流場速度特征分布相對應；閥芯內部主要為低壓區域，且均勻分布于閥口附近和閥芯上；閥門出口段的壓力較為穩定，低壓區域面積較大，且隨著蒸汽的流動，低壓區域面積呈現分段式上升。

圖13為不同結構參數下YOZ截面蒸汽的流線渦量云圖。從渦量云圖可以看出，在進口間隙存在一小塊渦量強度高的區域。這主要是由于蒸汽由進口流道進入閥體內腔時，因受到閥芯外壁面的阻礙，在該處會形成一個小的旋渦結構。可以發現，TypeA和TypeC這2種相似型線的閥芯所對應的閥腔壁面處均產生了一小塊旋渦結構，而TypeB型閥芯中卻未出現。除此之外，在流體經閥芯后段時，在閥芯背部的間隙處也有旋渦存在，但TypeA、TypeC型閥芯中的旋渦更靠近間隙底部，而TypeB型閥芯的旋渦則更靠近間隙進口段。這主要是閥芯型線參數不同導致。從出口連接段到出口段的流線分布來看，3種結構參數下流動情況幾乎一致。這說明閥芯型線參數僅對閥芯進口節流處和和閥腔內部的流動狀態有影響。

3.3球閥輻射聲場分析

圖14為3種閥芯模型在開度為 50% 、不同頻率時的聲壓級分布云圖[19]。從圖可以看出，不同頻率時閥體管道輻射聲場均呈對稱分布。在水平監測面上，聲壓級云圖關于管道對稱分布；在豎直監測面上，聲壓級云圖呈中心對稱分布。同時，各頻率（200、900、3000、 6700Hz 對應的最大聲壓級分別為52.2、91.1、129.0、102.0dB 。這說明 3000Hz 時閥門共振效應最強，傳播到外部空氣中的能量最大。

同時，還可以發現各頻率對應的最大聲壓級均出現在閥芯處。這是由于此處為閥內湍流運動最為劇烈的區域，是主要噪聲源區。但是不同頻率時聲壓級云圖分布不同。 200Hz 時聲壓級分布特點為由閥芯處從強到弱向外輻射，進、出口處聲壓級遠遠低于周圍輻射聲場； 900Hz 時聲壓級分布特點為由閥芯入口和閥后向外輻射，且在兩端、兩側均呈明顯的對稱分布；從3000、6700Hz 時聲壓級分布圖可以明顯看出，最大聲壓級出現在閥后流動紊亂處。從數值上看，TypeB型閥芯的聲壓級在各頻率時相較于另2種結構的閥芯的更大，說明該型線參數下閥后流動更為紊亂。

Fig.14Sound pressure level distribution contours of three structural models at different frequencies

點處的聲壓級頻譜特性曲線。

觀察各監測點聲壓級頻譜圖可以發現，不同結構參數下聲壓級頻譜特性雖然略有差異，但主要是聲壓級數值上的差異，而聲壓級隨著頻率變化的趨勢基本相同，且噪聲窄帶尖峰對應的頻率也基本一致。其中監測點A、 C 和監測點 B 、D 各自的聲壓級頻譜特性基本一致。這主要是由于4個監測點為對稱分布，所接收到的聲壓信號近似相同。同時，從圖15可以發現，每個監測點的頻譜曲線在同一頻率時均出現幾個峰值，這些頻率分別為920、1680、3000和 5360Hz ，其中最大聲壓級出現在 3000Hz 時TypeB型閥芯的監測點 c ，其值為 85.13dB 。而TypeA型閥芯在該監測點的聲壓級為 76.70dB ，且相較于TypeB型閥芯的降低了 8.43dB 。這說明通過改變V型蒸汽球閥的閥口型線來實現降噪處理是可行的。

4結論

采用聲振耦合的聯合仿真方法對3種不同閥口型線的V型球閥內部流場及閥體管道輻射聲場進行了數值模擬，得到的主要結論為：

（1）由流量特性曲線和阻力系數曲線可知，3種閥芯閥口結構均符合等百分比流量特性。在常用開度（ 40%～80% ）下，TypeA型閥芯的流通能力更好，且隨著開度的增大，流通能力的改善效果更為顯著。阻力系數曲線所表現的規律也與流量特性曲線所表現的特征相對應。

（2）對比3種閥芯的內部流場，當流體流經

V型閥口時會在閥口附近產生高速射流。在相同開度、壓差下，TypeA型閥芯的閥內流速最大，達到 320m/s 左右，較另2種閥芯的閥內流速大。

（3）V型球閥輻射噪聲頻譜整體呈現寬頻特性。而V型切口結構的存在對輻射噪聲的貢獻主要集中在中、高頻范圍。而在特征峰值上，TypeA型閥芯的聲壓級為 76.70dB ，相較于TypeB型閥芯的降低了 8.43dB 。同時，噪聲聲壓級在V型閥芯結構存在的一側具有顯著聲學指向性特征。

綜上所述，改型后的曲線型閥芯在流量特 性、阻力特性及輻射聲場等方面均有明顯改善

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