ABSTRACT

In this paper, 6 kinds of valve throat lines with different small opening are designed to study the rule of their influence on the noise in the valve fluid domain. The flow characteristics and noise characteristics of the steam fluid were investigated by Fluent’s steady-state k-equation model and unsteady FW-H noise model, respectively. The results showed that the noise level was nearly 3% lower than that of the convex type when the curve of the valve sleeve was concave than that of the convex type without changing the spool. Under the same equation amplitude, the inverse wavy line is 1 to 2 dB lower than the positive wavy line. The convex line is about 4 dB higher than the wavy line, while the concave line is less different from the wavy line.

Keywords:Steam Valve, Aerodynamic Noise, Lines

小开度下蒸汽阀型线对流动及噪声影响

张文清，谢鸣，邬长乐，李乐，王善彬

上海理工大学能源与动力工程学院，上海

收稿日期：2020年8月4日；录用日期：2020年8月18日；发布日期：2020年8月25日

摘 要

本文设计了6种不同小开度下阀门喉口型线，研究其对阀门流体域噪声影响的规律。通过Fluent软件稳态的k-ε两方程模型和非稳态FW-H的噪声模型分别探究蒸汽流体的流动特性与噪声特性，研究结果表明：在阀芯不改变的情况下，阀套型线弧线为凹线型时，其噪声水平比凸线型低近3%，但流量降低近12%。在相同方程幅值下，反波浪线比正波浪线降低1至2分贝。凸线型比波浪线声压均值高4分贝左右，凹线型则与波浪线声压值差距较小。

关键词 :蒸汽阀，气动噪声，型线

Copyright © 2020 by author(s) and Hans Publishers Inc.

This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY 4.0).

http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/

1. 引言

蒸汽调节阀是汽轮机的重要组成部分，而其由于阀内剧烈的降压往往会产生极大的噪声。根据亨利·康达提出的康达效应，流体有偏离原本流动方向，改为随着凸出的物体表面流动的倾向。且通过改变型线边缘的流动或阻止流动撞击边缘，可以显著降低腔上方的相干涡脱落不稳定性 [1]。故本文通过改变阀门喉口处阀体型线来研究其与射流噪声的关系。崔铭超 [2] 对直角截止阀内流场进行了三维数值模拟，发现适当减小阀杆直径，可以降低阀芯整体所受流体脉动力，在直角截止阀内转角应用导流壁，可获得显著的减阻减振效果。李斌 [3] 使用CFD软件模拟了调节阀的内部二维流场，提出了两种优化模型，并分别进行了模拟分析，结果表明适当增大阀门流动死角处的过渡圆角，可降低产生漩涡的可能性，并且能够使流场内的压力速度分布更趋于均匀，而且阀芯处剧烈的减压增速区域明显后移，降低了流体对阀芯的冲蚀。AMINI等 [4] 测试了不同阀芯和阀座结构的减压阀噪声，针对减压阀的噪声和振动问题提出了可行方案，试验结果表明60˚锥形阀芯的噪声比其他结构低12 dB，机械振动基本消除，而且流量增加了25%。郑海 [5] 阐述了调节阀噪音产生的本质和根本原因：由于机械振动和气体动力的存在，使得可压缩流体流经阀口时形成漩涡流，从而引起噪音。且阀门在小开度时，噪音普遍较大；随着开度的增加，噪音有所下降。刘利杰 [6] 对阀座型线进行了改进，发现阀内流场的流型由原来的冲击射流型转变为附壁射流型，超音速射流区域面积明显下降，有效降低了气动噪声的声压级，低频带噪声的声压级降低尤为明显，超过20 dB。ZENG [7] 等对节流阀的流致振动噪声展开研究，结果发现压力比对振动噪声有显著影响且与核心流相比，环形流具有更低的噪声和更稳定的流动模式。

根据以前的研究，我们知道流动模式在分析流动引起的噪声机理中起着重要作用。在这项研究中将进一步揭示不同流型的噪声机理。由于节流域喉部及下游段区域是调节阀气动噪声的主要声源位置且节流域喉部处型线的曲率是影响阀内流场形态的重要参数，曲率太大时工作介质因转向太快而产生较大的离心力，在曲率半径方向上的速度梯度较大，容易产生脱壁现象，进而流动产生较大的分离造成较高的噪声 [5]。故本文通过设计了由凸到凹的四种阀座型线及两种波浪形型线对阀门不同的喉口型线进行研究，为阀门的降噪设计提供一定的参考。

2. 模型建立与网格

2.1. 阀门主体结构及型线模型

蒸汽调节阀的半剖视图如图1可见，其主要由阀体、阀套和阀芯组成。高温高压的蒸汽由右侧进入后，首先与阀套接触，通过阀套节流孔后，在阀芯的限制下通往下游。阀门进口直径为37 mm，出口直径为50 mm，将阀芯的开度行程停留于10%开度下。黄色圈a为阀套型线的改型处，使用CATIA的法则曲线功能，以45˚为切线，通过各方程曲线对其边缘进行切割。图2为6种阀门型线示意图，主要分为三大类分别是幅值0.5 mm、0.8 mm与0.5 mm的波浪线型。

图1. 阀门剖面示意图

图2. 阀门型线图

2.2. 阀门流体域及网格

由于蒸汽阀内部流体域几何结构复杂，同时兼顾网格量，本文采用四面体与六面体的组合网格。图3为计算域示意图，由3个域组成，分别为进口域、核心域、出口域，对壁面附近和喉口区域的网格进行了细化，以满足湍流模型的要求。经过y+计算，近壁面第一层网格高度为0.008 mm，设置12层，增长率为1.05，网格总数约为4.3 × 10⁶。

图3. 计算域及网格示意图

3. 数学模型与初始条件

3.1. 流动控制方程与声学模型

1) 非定常控制方程

高温高压的过热蒸汽在调节阀内作三维可压缩的非定常湍流运动，其流动控制方程为非定常的雷诺时均N-S方程，在直角坐标系下的通用式 [8] 为：

$\frac{\partial \left(\rho \phi \right)}{\partial t}+div\left(\rho U\phi \right)=div\left({\Gamma }_{\phi }grad\varnothing \right)+S_{\phi }$ (1)

式中：ρ为流体密度；t表示时间；U是速度矢量；φ为通用变量，可以代表u、v、w、T、k和ε等求解变量；Γ_φ表示广义扩散系数；S_φ是广义源项。通过将式(1)对不同变量进行展开，可以得到相应的连续性方程、动量方程以及能量方程。蒸汽调节阀结构复杂，内部气体流动速度高，为保证数值计算的稳定性和效率 [9]，本文在湍流模型上选择RNG k-ε两方程模型，RNG k-ε模型 [10] 考虑了漩涡的影响，对高剪切率的复杂剪切流计算效果较好该项可以大大提高大应变率流动计算的精度。为了较准确的模拟阀门的声源频谱特性，采用大涡模拟(Large Eddy Simulation, LES)方法计算非定常湍流。大涡模拟采用动力Smagorinsky-Lilly亚格子模型，将直接大尺度脉动和小尺度脉动分离，实现直接计算大尺度涡，用近似模型计算小尺度涡。流动控制方程对流项采用具有二阶精度的有界中心差分格式进行离散。

2) 声学模型

为了获得阀门内部湍流的数值解及声源数据，采用Fluent自带的FW-H积分方法计算流动声源向远场辐射的声压。本文所使用的声传播特性计算方法为FW-H声类比方程 [11]，通过引入海维塞函数(Heaviside function)，重新改写N-S方程，即得到FW-H方程：

$\begin{array}{l}\frac{1}{c_0^2}\frac{{\partial }^2}{\partial t^2}\left[p^{\prime }H\left(f\right)\right]-{\nabla }^2\left[p^{\prime }H\left(f\right)\right]=\frac{\partial }{\partial t}\left[p_0{V}_n\left|\nabla f\right|\delta \left(f\right)\right]\\ -\frac{\partial }{\partial t}\left[p_{ij}{n}_j\left|\nabla f\right|\delta \left(f\right)\right]+\frac{{\partial }^2}{\partial x_i\partial x_j}\left[T_{ij}H\left(f\right)\right]\end{array}$ (2)

其中H为广义Heaviside函数：

$H\left(f\right)=\{\begin{array}{l}1,f\left(y,t\right)>0\\ 0,f\left(y,t\right)<0\end{array}$ (3)

上面两式中 $f\left(y,t\right)=0$ 表示运动物体的边界；n_j表示垂直壁面的分量。式(2)的FW-H方程中，等号右边第一项为单极子源，第二项为偶极子源，第三项为四极子源。

3.2. 边界条件

本文涉及的物理边界条件包括计算域进口、出口以及固体壁面边界。进口给定来流蒸汽总温552 K和总压6.3 MPa，出口压力为6.02 MPa，固壁均采用绝热、无滑移的边界条件。考虑到人耳所能听到的频率极限为20,000 Hz，根据采样频率公式设置时间步长为2.5 × e⁻⁵，流场计算4000个时间步，总时长0.1秒。

4. 仿真模拟结果与分析

4.1. 阀门流场模拟结果及分析

流量是阀门流通能力的象征，从图4中可以看出，凸线型线阀门流量最大，而小弧度型线流量更大。05凹线、08凹线、05反波浪线与05正波浪线的流通能力较为接近，其中08凹线表现最差。综上可得，凸线型流通能力最强，波浪线型居中，凹线型最差。

图4. 型线流量柱状图

图5左侧为6类不同型线的喉口时均局部速度流线图。从08凹线、05凹线、05凸线到08凸线，喉口型线壁面与阀芯之间的流域由宽到窄变化。由于流体被挤压，根据伯努利定理 [12] 凸线处的高速流域占整个流道的面积更多且速度更快，其速度梯度较大。随着空间的增大，高速射流的出口延伸区逐渐变短，核心速度也随之降低。从流线上看，08凸线出现大面积的回流区，而凹线型的凹坑处存在小尺度旋涡并在下游主流两侧形成分离区，波浪线旋涡分布与其较为一致。由于流动区域相互掺混过程中会产生能量损失，在图5的右侧给出流道内的平均湍流动能分布。从中可以看出，08与05凸线喉口处有较强烈的湍流动能，降低了喉口流道内的流动稳定性。凹线型与正波浪线喉口处涡量较为接近。根据涡声理论表明气流流动产生的噪声主要取决于声源项涡量与速度叉乘项的散度的强弱 [13]，凸线型噪声可能也是所有型线中较大的。

图5. ZX截面速度流线及涡量图

4.2. 阀门声场模拟结果及分析

图6为阀门ZX面一周的声压测点分布图，以15˚为间隔布置测点，同时在阀外侧50 mm处垂直相隔100 mm布置离节流处由近及远的三个单独测点。图7展现了各型线在0到360度一周的声压差，从中可以看到凸线型的噪声水平明显高于其他四者近4至5分贝，05凹线所产生的噪声最小，正反波浪线与08凹线声压较为接近。其中规律为凹线型比凸线型有更低的噪声，且凹型线半径越大，其降噪效果越佳。

图6. 固定测点位置示意图

从图8中可见，三个监测点的响应频率曲线总体上均呈现出声压级随频率的增大而减小的宽频特征，在2000以下的低频段声压有升高的趋势。05凸线、08凸线在低频区域相较于波浪线和凹线有更高的声压，且在2697 Hz处出现局部的峰值，这可能与凸线在小开度节流处的局部速度较大有关。点A、点B与点C的声压级可以看出，距离阀门喉口节流处越近其总声压值越大，故阀门的主要声源是来自于阀芯与阀套之间环形通道所形成的高速射流。从总声压级上看，正波浪线与凹线型三者降噪效果较好且声压差距极小，不超过1 dB，反波浪线声压值为146.458 dB，反波浪线比正波浪线高近1 dB，05凸线与08凸线分别比反波浪线高3至4 dB和1至2 dB左右。综上可得，凹线型噪声水平最低，波浪线型居中，凸线型最高。

图7. 声压差图

图8. 不同型线监测点声压级频率响应曲线

5. 结论

本文对阀门喉口不同型线流体域的气动噪声进行了数值模拟，得出以下结论：

1) 在阀芯不改变的情况下，阀套型线弧线为凹线型时，其噪声水平比凸线型低近3%，但流量降低近12%。

2) 在相同方程幅值下，反波浪线比正波浪线降低1至2分贝，正波浪线流量比反波浪线高1.2%。

3) 在相同方程幅值下，凸线型比波浪线声压均值高4分贝左右，凹线型则与波浪线声压值差距较小。

文章引用

张文清,谢 鸣,邬长乐,李 乐,王善彬. 小开度下蒸汽阀型线对流动及噪声影响
Influence of Steam Valve Profile on Flow and Noise under Small Opening[J]. 建模与仿真, 2020, 09(03): 303-312. https://doi.org/10.12677/MOS.2020.93031

参考文献