充液管路系统中阀门流噪声的研究

充液管路系统中阀门流噪声的研究

吴石，张文平，封海波
(哈尔滨工程大学动力及核能工程学院，哈尔滨150001)

摘要:用二方程模型封闭的雷诺平均N-S方程组，对水管路系统中三种常见阀门的三维分离流动进行数值 模拟。模拟结果表明，随着蝶阀、闸阀和球阀开度的减小，流体在蝶阀背面、球阀阀门内外分别形成两个方向相反 的漩涡，闸阀的漩涡出现在挡板与管道的壁角处，并且漩涡在阀门下游逐渐消失。同时实验表明，阀门下游的流噪 声大于阀门上游的流噪声，涡声是阀门噪声的主要来源。
    中图分类号:O353. 1 文献标识码:

Study on Flow Noise of Valves in Fluid-Filled Pippline SystemWUShi, ZHANG Wen-ping, FENG Hai~bo (College of Power and Nuclear Eng.，Harbin Engineering Univeisity? Harbin 150001，China)

  Abstract： The 3-D separate flow from three kinds of valves in the w ater piping were made numeri-cal simulated test . The simulation results show that with the decreasing in opening angle of butterfly- valve、gate~valve and ball-valve, the fluid from the back of butterfly and from in-and-out of ball valve separately form two individual vortices in the opposite direction，at the same time the vortex from gate valve emerges at the wall corner and gradually disappears under the valve. It can be seen that in the experiment the flow noise at the downstream from the valve is bigger than that at the upstream，the valve-noise is produced by vortex motion.
  Key words acoustics; v alve； f low field；numerical simulation; flow noise; vortex sound

引 言
  无论是在流体机械中，还是在流体传动与控制 系统中，我们都会经常见到各种各样的阀门，这些阀 门的装置的主要作用是对流体的流量、压力和流动 方向进行调节和控制以满足工作系统的要求。可以 说阀门在管路系统中起着重要的作用。
  除此之外，从安全以及减震、降噪的角度出发对各种阀门附近 的流场进行计算，进而对其性能进行分析也是十分 必要的。然而，由于阀门结构、边界条件及支配方程 的复杂性，对其进行解析研究是比较困难的。一般 采用以下几种不同的数值离散方法[1]进行分析，如 有限差分法，有限体积法，边界元法和有限元法等。

本文针对海水管路系统中的阀门对整个管系的流动 影响，采用计算流体力学中常用的非结构、非交错网 格的有限体积法，模拟三种阀门附近的三维分离流 动。并通过实验研究证明，阀门附近的漩涡[2]是阀 门所产生流噪声的主要原因。

1 数学模型
  流体在管道内的流动实际是湍流流动，由于湍 流过程的复杂性和工程计算的多层次决定了湍流模 型的多样性，不同的湍流模型有不同的适应范围。 为确定N-S方程中的涡旋粘性系数µ，目前有许多 的湍流模型[3]可以选择。本文采用k-£ 二方程湍流 模型对阀门内部的流动进行数值模拟。
  本文研究的问题是非定常不可压粘性体的流 动。因为是不可压流，所以连续方程为
         ▽ 。 U =0 (1)
  在流体的粘性系数µ=const的情况下，动量方程为

  湍流涡运动粘性系数计算公式

湍流动能k的输运方程

  湍流耗散率£的输运方程

湍流动能和耗散率生成项Gk和G£的计算公式

式中u—前方来流的速度；

Gµ、C£1、C£２、σk、σ£湍流模型的常数

本文采用非交错网格的有限体积法[4]对各控 制方程组进行离散，控制体积的界面位于网格各个 结点的中间平面上，利用压强校正法求解各个变量。 壁面附近的流动采用壁面函数进行模拟。

2 初边值条件的确定
  将上述数学模型应用于具有阀门的管道中。管道内径D=200cm,阀门上游长300cm,下游长300cm。其管道内流体性质如下：温度为室温288k、密度为ρ=1000. 5kg/m3，运动粘性系数为υ= 1. 0x 10—6m2/s。粘性流体在管壁边界处或阀门阀瓣处， 速度的边界条件要满足无滑移条件，即固壁上的速度U=0。
  进口边界条件

  式中Wmax—最大速度，值为1.0 m/s;
  Rmax－管道直径，值为200 cm。
  出口边界条件:P=0 湍流动能
  耗散率
  式中I—紊流强度，文中取I =0.05

3 数值模拟结果
  数值模拟的结果表明，当阀门关闭到一定的角度时，在阀门附近开始出现漩涡流动。如图1、图2、 图3所示。
  从图1可以看出，由于蝶阀背面存在局部低压区，从蝶阀上方越过的流体部分折向下阀门下方流， 从蝶阀下方流过的流体部分折向上方流，形成两个 大小相近、方向相反的漩涡。在这两个漩涡向下游发展过程中，相互作用，逐渐减弱。当蝶阀关闭的角 度继续增大时，回流区域也逐渐增大，并控制整个流 场结构，在阀瓣的上方和下方分别形成两个很大的 回流区，回流中心的压力最低。当蝶阀关闭角度较构。在蝶阀关闭角度较小时，在与管道轴线垂直的 截面上形成一对大小相近、方向相反的漩涡控制着 流场。
从图2所示可以看出，闸阀的漩涡与蝶阀不同， 它只有一个漩涡，出现在阀门挡板与管道的壁角处， 向下游发展并逐渐消失。而从图3所示可以看出， 从球阀下方流过的流体部分折向上方流，在球阀内 形成与流动方向相反的漩涡；同时在球阀外形成一 个与球阀内漩涡大小不等，方向相反的漩涡，且球阀 的外涡形成在阀门外的壁角处，阀门外的涡量大于 阀门内的涡量。三种阀门的漩涡形成的位置不同， 并且由于阀门结构不同，涡的尺度也不同。通过数 值模拟，从阀门下游流场图可以看出，随着阀门开度 的减小，球阀阀门后涡的尺度增大。
另外由以上数值计算结果可以得知，当流体流 经阀门时产生的能量损失主要是流动收缩引起的能 量损失，漩涡的旋转要产生能量损失，流动的扩张要 产生能量损失。可以说，阀门的节流作用是以流动 的能量损失为代价的，阀门开度越小，能量损失越 大。同时由于湍流的作用和漩涡的出现使海水管路 系统的振动、噪声增大。对海水管路系统的工作状 态有很大的负面影响。

4  实验研究及结果分析
  在水管路实验台架中，如图4所示，采用平齐式 安装压力传感器的方法，在阀门的上游与下游分别 大时.蝶阀下游出现大范围的回流区控制着流场结安装压力传感器，在不同的流量下，测量蝶阀、闸阀和球阀三种类型的阀门噪声，得到阀门上下游 的压力信号频谱图。为了避免管路上其它附件的影 响，测量阀门噪声时，将阀门装在管路的中央，在泵 端和出口端安装了两台水管路消声器，以衰减流噪 声的传递干扰。

         图1蝶阀模型及蝶阀附近流速矢量图

图2  闸阀模型及闸阀附近流速矢量图

图3 球阀模型及球阀附近流速矢量图

图4  水管路实验台架

阀门上下游的流噪声信号频谱图如下所示:

图５ 蝶阀上、下游测点噪声频谱图

流量 Q 80m3/s 流量Q50m3/s
图6  闸阀上、下游测点噪声频谱图

图7  球阀上、下游测点噪声频谱图

  测试结果表明, 从阀门开度看, 阀门全开时, 上游噪声大于下游噪声3 ～ 5 dB ;随着开度的减小, 下游噪声逐渐大于上游噪声。阀门前后噪声随着阀门
开度的减小, 噪声在阀门上下游都有增加的趋势, 下游噪声增加的更大。从上下游流噪声声压级差值看, 上下游差值不大, 只有几dB 。但随着阀门开度的减少, 流量为50m3/h 和流量为8050m3/h 相比,闸阀上游流噪声增加了23 .6 dB , 下游流噪声增加了31 .5 dB ;蝶阀上游流噪声增加了19 .6 dB , 下游流噪声增加了27 .7 dB ;球阀上游来, 即在某一角度出现声透射陷落现象。
  流噪声增加了26 .3dB , 下游流噪声增加了31 .4dB 。可见阀门噪声对管路噪声影响很大。
  由动态仿真的阀门附近的流场图可以看到, 流体流经阀门时, 下游出现了大小不同的涡。在流速较低的情况下, 不考虑质量源和体积源, 只考虑流动发声时, 根据Powell 方程, 得到流动激声的波动方程[5]

  式中p′———压力波, ω———涡量, u ———流体质点的速度
  由涡声理论可知, 阀后出现的漩涡是阀门流噪声的主要声源之一。在流速较低时, 公式(8)右侧得ω×u 是产生流噪声的源, 其涡量越大, 源强越强,产生的噪声越大。试验时, 当阀门全开时, 没有涡产生, 流噪声沿管路衰减, 上游噪声大于下游。当阀门开度减小, 在阀门产生涡, 随着阀门开度的不断减小, 涡的尺度增大, 涡量变大噪声增加。由阀门流场仿真图和涡声理论, 可以看出涡声对阀门噪声有重要的贡献。
 

2 .2  多层钢板的声学特性
  由两层钢板与水和空气组成的多层结构中, 我们取薄板h =0.003m , 厚板h =0.03m , 中间水层h=0.3m。由于没有声能损耗, 并且最后的钢一空气界面又极大地阻止了声的透射, 所以绝大部分声能被反射, 反射系数接近于1 , 如图5(a)所示, 该双层弹性系统, 由于中间有较厚的水层, 声波在其中出现明显的谐振现象(图5(b)), 试着改变水层的厚度发现, 水层越厚, 共振峰越密(图略)。
 

2 .3  覆盖消声橡胶后多层结构的声学特性
  图6 是覆盖消声橡胶层(h =0 .1m)后多层结构的反射系数的计算结果, 可以看出, 覆盖橡胶阻尼层后, 系统反射系数明显减小, 频率越高, 入射角越小,则反射系数越小;衰减速率主要与橡胶吸声特性及厚度有关, 阻尼系数越大, 其声衰减越快, 同时随着橡胶厚度的增加, 声波的谐振峰变密。
  在前钢板与水层之间增加一个同样的消声橡胶层之后, 反射系数有比较明显的降低(图6(b)), 若将其加覆在后钢板与水层之间, 其消声效果一样。若在后钢板与空气层间加覆橡胶层, 反射系数变化不大, 效果不明显, 这主要是由于钢板的声阻抗比橡胶层和空气层的声阻抗都大的多, 声音在钢板与橡胶的分界面上反射较大, 与直接入射到空气中的效果差不多。
 

2 .4  多层消声结构的声反向入射特性
  为了分析多层消声结构对船舱室内噪声的隔声效果, 本文还研究了声音从空气层入射时多层结构的声学特性。由透射结果图7 可以看出, 透射系数存在频率谐振现象, 且透射系数值很小。由此可以看出, 经多层结构后, 舱室噪声只有极少的被透射出去, 这主要是由于钢板的阻抗远大于空气阻抗, 造成绝大部分声能被反射。去除外层钢板的橡胶层后,发现透射系数并没有明显的变化, 这说明覆盖橡胶层对阻隔室内噪声没有很大的作用, 当然这里只分析了橡胶层对纯噪声传播的作用, 其对船体振动而向外辐射的噪声的衰减效果还须进一步研究。
 

3  结 语
  本文利用传递矩阵法对水和空气中多层结构的声学特性进行了研究, 结果表明:分隔水层的薄钢板存在明显的声透射陷落角;对于两层钢板间存在水层的多层结构, 系统的声特性具有明显的谐振现象;增加消声橡胶层后, 反射系数和透射系数都随频率的升高而减小, 频率越高, 消声层抑制谐振的能力越强;合理增加消声层的数量或厚度, 可以提高消声效果。