何 濤，王秋波，王鎖泉，吳有生

（1.中國船舶科學(xué)研究中心 船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇 無錫214082；2.江蘇省綠色船舶技術(shù)重點實驗室，江蘇 無錫 214082）

低噪聲迷宮式控制閥設(shè)計原理及數(shù)值分析

何 濤1，2，王秋波1，2，王鎖泉1，2，吳有生1，2

（1.中國船舶科學(xué)研究中心 船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇 無錫214082；2.江蘇省綠色船舶技術(shù)重點實驗室，江蘇 無錫 214082）

在艦船水管路系統(tǒng)中，采用控制閥進行管路系統(tǒng)阻力匹配設(shè)計并實現(xiàn)低噪聲配置?？刂崎y在水力激勵下形成振動噪聲并通過管路傳遞形成船外輻射噪聲。為降低管路系統(tǒng)振動及船外輻射噪聲，有必要進行低噪聲控制閥的設(shè)計研制。該文提出了控制閥水力及聲學(xué)設(shè)計方法，采用流體動力學(xué)數(shù)值方法進行了低噪聲控制閥原理分析，驗證了分流、多級和迷宮拐角式低噪聲設(shè)計原理?；诘驮肼曉O(shè)計原理設(shè)計了包含上層穿孔、中層多迷宮流道和下層少迷宮流道三部分重疊形成的閥套流通結(jié)構(gòu)的分層迷宮式控制閥。閥內(nèi)流場分析結(jié)果顯示：閥套出流不均勻形成高速低壓區(qū)域，易發(fā)生空化增大噪聲；閥套腔體和閥套沿出流方向出口處形成大尺度漩渦結(jié)構(gòu)，為主要噪聲源區(qū)域。

控制閥；流體動力學(xué)；噪聲；設(shè)計原理

0 引 言

節(jié)流閥等節(jié)流元件作為管道系統(tǒng)流體輸運的調(diào)節(jié)元件被廣泛應(yīng)用于艦船工程、給排水工程、核電工業(yè)、能源運輸工業(yè)、化學(xué)工業(yè)、城市高層建筑工程等領(lǐng)域。在艦船管路系統(tǒng)中，需要采用控制閥進行管路系統(tǒng)阻力匹配設(shè)計并實現(xiàn)低噪聲配置。冷卻水等管路系統(tǒng)長期開啟，處于一定開度及阻力特性的控制閥在水力激勵下形成振動噪聲，一方面振動疲勞及沖擊將引發(fā)管路破裂失效，另一方面噪聲影響生活工作環(huán)境。因此，對管路閥門等節(jié)流元件進行低噪聲設(shè)計具有重要的工程背景及經(jīng)濟意義[1-2]。目前在艦船聲隱身領(lǐng)域中，在對動力機械裝置采取了有效的減振降噪措施后，仍然存在較大的振動噪聲，冷卻管路系統(tǒng)振動噪聲凸顯，這部分振動噪聲來源于：一、水泵等動力機械裝置振動噪聲沿管路系統(tǒng)傳遞；二、管路各類閥門等阻力元件引起的附加振動噪聲。試驗結(jié)果顯示，起管路流量調(diào)節(jié)的節(jié)流閥振動噪聲顯著，其流體激勵及其引發(fā)的振動噪聲不低于水泵等動力設(shè)備，而且具有低頻寬帶的噪聲譜特性，難以控制并消除。因此，對管路閥門等節(jié)流元件進行低噪聲設(shè)計具有重要的軍事意義[3-5]。

國內(nèi)外學(xué)者在對管道噪聲進行大量試驗研究工作的基礎(chǔ)上，開始針對節(jié)流裝置的振動噪聲特性進行研究。Prek[6-7]和Baumann[8-9]在大量試驗數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上回歸了控制閥噪聲工程計算公式。Testud[10]和Mao Qing[11-12]采用理論和試驗方法研究了節(jié)流孔板和控制閥等阻力元件流體脈動壓力時空特性及其引起的管系振動響應(yīng)。Guillermo Palau-Salvador[13]和石娟[14]進行了普通單節(jié)流口控制閥三維內(nèi)流場流體動力學(xué)計算，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)及啟閉閥芯對流體脈動及空化特性影響。綜上所示，目前的試驗和計算分析仍針對節(jié)流孔板或普通單節(jié)流口控制閥，而未能從聲學(xué)角度考慮進行控制閥的低噪聲設(shè)計。

國外CCI、FISHER、VALTEK[15]等知名控制閥生產(chǎn)企業(yè)對控制閥振動噪聲產(chǎn)生的機理進行了闡述，總結(jié)了降低節(jié)流裝置振動噪聲的主要設(shè)計原理，提出了迷宮拐角式低噪聲設(shè)計結(jié)構(gòu)。低噪聲設(shè)計的基本原理是通過多級或多通道的節(jié)流，防止流動狀態(tài)的劇烈變化，產(chǎn)生空化或激波。國內(nèi)也進行了迷宮式控制閥的設(shè)計和成功應(yīng)用[16-17]。雖然工程實踐證實了迷宮式控制閥低噪聲設(shè)計是有效的，但是由于未能通過理論方法進行閥內(nèi)精細(xì)流動結(jié)構(gòu)分析，仍無法歸納迷宮結(jié)構(gòu)參數(shù)對聲學(xué)性能影響規(guī)律，不能進行低噪聲閥門的優(yōu)化設(shè)計。

本文提出了控制閥水力及聲學(xué)設(shè)計方法，采用流體動力學(xué)方法進行了低噪聲控制閥原理分析，驗證了迷宮式低噪聲設(shè)計原理；基于低噪聲設(shè)計原理設(shè)計了分層迷宮式控制閥，進行了控制閥內(nèi)流場流動特性分析。

1 數(shù)值方法簡介

控制閥水力性能與振動噪聲特性相關(guān)，需要采用流體動力學(xué)計算方法計算控制閥內(nèi)流場并分析低噪聲設(shè)計原理。以下簡要介紹本文所采用的流場定常及非定常計算方法。

對于不可壓縮的粘性流動，在笛卡爾坐標(biāo)系下，采用張量的形式表示的時均連續(xù)性方程和RANS方程可以寫為：

式中：ui為速度分量的時均值，ui′為速度分量的脈動值為速度分量乘積的時間平均值，Si為源項。μ為流體的動力粘性系數(shù)。

針對本文所涉及的問題，控制閥內(nèi)穩(wěn)態(tài)定常流場仿真采用基于k-ω模型的SST湍流模型，它解決了湍流剪切應(yīng)力的傳輸問題，同時又對逆壓梯度下產(chǎn)生的分離流具有較高精度的預(yù)測，基本方程如下：

式中：Pk表示湍流的生產(chǎn)率，其他參量的具體表達式這里不再列出。

在穩(wěn)態(tài)平均流方法的計算基礎(chǔ)上，采用大渦模擬LES方法進行控制閥內(nèi)非定常穩(wěn)態(tài)仿真。LES的基本思想是認(rèn)為湍流是由不同尺度的漩渦組成，通過濾波函數(shù)把流場瞬時變量分為大尺度渦運動和小尺度渦運動。大尺度渦通過直接求解瞬態(tài)N-S方程模擬，不模擬小尺度渦，小尺度渦對大尺度渦的影響采用亞格子模型模擬。基于瞬時N-S方程和連續(xù)方程在濾波函數(shù)處理后得到大渦模擬的控制方程：

式中：σij為分子粘性引起的應(yīng)力張量，為亞格子尺度應(yīng)力，體現(xiàn)小尺度渦對運動方程的影響。τij是方程右端的不封閉項，需要用亞格子模型封閉，本文采用S-L渦粘模式。

在數(shù)值格式方面，壓力與速度的耦合使用PISO方法，對流項使用二階迎風(fēng)格式來離散，控制方程中的擴散項使用二階精度的中心差分格式離散，湍流各項均采用二階迎風(fēng)差分格式，時間項采用有界二階精度的中心差分格式。根據(jù)控制閥內(nèi)流場特點，設(shè)置入口速度和自由出流邊界條件。

2 低噪聲節(jié)流元件設(shè)計原理

2.1 水力學(xué)設(shè)計原理

在一般情況下，控制閥節(jié)流過程（形成壓力損耗的過程）可歸結(jié)為在這種裝置的局部流阻上損耗能量，為此主要采用三種方法：結(jié)構(gòu)法、粘滯法和射流法。

（1）結(jié)構(gòu)法（或構(gòu)造法）是通過閥件通流部分的結(jié)構(gòu)特點（突然擴張、轉(zhuǎn)彎、阻礙等）使工作液體流受結(jié)構(gòu)改變而損耗能量，迷宮流道即為此類。假若采用多級拐角迷宮的結(jié)構(gòu)法進行降壓，那么假設(shè)迷宮內(nèi)最大流速為UDmax，平均流速為UD，那么可假設(shè)通過n1個迷宮拐角就得到以下壓降：

式中：ζ1即為拐角損失系數(shù)。

（2）粘滯法就是使工作液體與節(jié)流閥件通流部分的壁產(chǎn)生粘性摩擦而損耗能量。沿流向細(xì)縫即為此類。假若采用細(xì)長流道的粘滯法進行降壓，那么假設(shè)細(xì)流道內(nèi)流速為UD，孔水力直徑為Dg，那么流體流經(jīng)長度為L的細(xì)流道得到以下壓降：

式中：ζ2即為細(xì)流道損失系數(shù)。

（3）射流法是擴展或者緊縮情況下，流動速度驟變引起的阻力損失。由于主流面積與節(jié)流面積存在較大差異，因此在流體進入節(jié)流口和流體流出節(jié)流口的兩個過程中，都伴隨著射流法壓降損失，那么存在n2個流道截面變化情況下累積壓降為：

式中：ζ3即為細(xì)流道損失系數(shù)，U0為主管內(nèi)平均流速。

以上闡述了節(jié)流元件水力學(xué)設(shè)計原理，但由于損失系數(shù)ζ1、ζ2、ζ3為與雷諾數(shù)相關(guān)系數(shù)，需要建立相應(yīng)的數(shù)據(jù)庫或圖譜才能更為便于節(jié)流元件阻力設(shè)計。在已知損失系數(shù)ζ1、ζ2、ζ3后，通過不同節(jié)流形狀的串并聯(lián)組合，基于電路原理，即可求解得到整體的阻力系數(shù)ζ，這也就是節(jié)流元件阻力的設(shè)計目標(biāo)。

2.2 聲學(xué)設(shè)計原理

為說明分割通流面積與拐角迷宮式降壓的低噪聲設(shè)計效果，下面建立簡單的二維模型進行計算對比。如圖1所示，model1為主流直徑100mm直徑，節(jié)流孔徑20mm，孔長50mm的單一節(jié)流孔；model2為主流直徑100mm，節(jié)流孔徑10 mm，孔長50mm雙節(jié)流孔，model3為主流直徑100 mm，節(jié)流孔徑4mm，孔長50mm的四節(jié)流孔；model4為主流直徑100mm，節(jié)流孔徑10mm，孔長50mm帶迷宮拐角四節(jié)流孔。model1～model4幾何是由數(shù)值試驗確定的；實現(xiàn)的目標(biāo)是model1與model2阻力系數(shù)相同，model3與model4阻力系數(shù)相同。設(shè)置入口速度3m/s，出口自然出流；皆沿流向取監(jiān)測點P1～P6。

圖1 低噪聲節(jié)流元件設(shè)計原理驗證模型Fig.1 Validationmodels on low noise design principle of control valves

采用CFD方法計算得到各模型流場中各監(jiān)測點處脈動壓力幅值如圖2所示。由model1和model2對比可見，在相同阻力系數(shù)下，分割通流面積后下游流體壓力脈動減小約10 dB，說明分割通流面積符合低噪聲設(shè)計要求。由model3和model4對比可見，在相同阻力系數(shù)下，采用迷宮拐角保證了節(jié)流口較大通徑，控制了出口流速，使得下游流體壓力脈動降低了10 dB以上，說明迷宮流道符合低噪聲設(shè)計要求。綜上所示，數(shù)值計算結(jié)果說明了多級分流的迷宮流道型式具有低噪聲設(shè)計效果。

圖2 各模型場點脈動壓力計算結(jié)果Fig.2 Pulsing pressure CFD results of field points of four numericalmodels

3 控制閥節(jié)流型式分析

3.1 不同節(jié)流型式控制閥模型

為進一步計算分析實際閥門結(jié)構(gòu)形式下分割流體面積及采用迷宮拐角的低噪聲效果及設(shè)計參數(shù)影響規(guī)律，設(shè)計了如圖3所示的三種縫式、孔式和迷宮式節(jié)流閥套。三種閥套通流面積相同，迷宮式節(jié)流閥套每層每個小流道采用了4個拐角進行降壓。下面對各型閥套水力性能以及與振動噪聲相關(guān)的流動特性進行計算分析。

圖3 控制閥體及不同節(jié)流型式Fig.3 Control valve body and different throttle trims

3.2 三種閥套開度/阻力特性

控制閥基本水力特性由阻力系數(shù) ξ=ΔP/（ρU2/）

圖4 三種閥套開度/阻力特性Fig.4 Relationship of hydro-resistance coefficients and openings of different throttle trims

3.3 相同阻力情況下流場特性對比

由圖5可以看到，三種閥套相同阻力條件下開度并不相同。阻力系數(shù)情況一對應(yīng)縫式、孔式和迷宮式閥門開度分別為30.8%、30.8%和69.2%；阻力系數(shù)情況二對應(yīng)縫式、孔式和迷宮式閥門開度分別為38.5%、38.5%和84.6%；阻力系數(shù)情況三對應(yīng)縫式、孔式和迷宮式閥門開度分別為46.2%、46.2%和100%。相同阻力條件下閥門內(nèi)部流動狀態(tài)各不相同，入流速度為3m/s時三種阻力調(diào)節(jié)下各閥門內(nèi)流場中速度、渦量、湍動能等參數(shù)分布如下列圖5～7所示，其速度、渦量和湍動能幅值列于表1。

圖5 三種閥套阻力情況一下流場特性對比Fig.5 Flow dynamic characteristics of different throttle trims under resistance condition 1

圖6 三種閥套阻力情況二下流場特性對比Fig.6 Flow dynamic characteristics of different throttle trims under resistance condition 2

圖7 三種閥套阻力情況三下流場特性對比Fig.7 Flow dynamic characteristics of different throttle trims under resistance condition 3

表1 三種閥套及三種阻力對應(yīng)開度下流動特性Tab.1 Flow dynam ic characteristics of three trims under different resistance conditions

由以上圖表所示，在相同主管流動速度下，壓降隨著閥門開度減小而增加，流動不均勻變強，隨著高速區(qū)/低壓區(qū)增加、渦量和湍動能強度增加，振動噪聲水平將顯著提高；各相同阻力系數(shù)條件下，閥內(nèi)流動速度、渦量強度和湍動能強度皆按縫式、孔式和迷宮式閥套依次遞減。由于局部流速的降低使得空化不易發(fā)生，湍流結(jié)構(gòu)的減弱使得流場脈動壓力較小，因此迷宮式閥套低噪聲性能最優(yōu)。

4 分層迷宮式控制閥數(shù)值分析

4.1 分層迷宮式控制閥設(shè)計模型

基于分流、多級、迷宮流道等低噪聲設(shè)計原理，完成了迷宮型式閥套的低噪聲節(jié)流閥設(shè)計。為實現(xiàn)全開低阻和小開度流量微調(diào)的流動特性，設(shè)計了包含上層穿孔、中層多迷宮流道和下層少迷宮流道三部分重疊形成的流通結(jié)構(gòu)的閥套型式，如圖8所示。

圖8 分層迷宮式控制閥Fig.8 Layered labyrinth control valve

4.2 計算網(wǎng)格模型

為分析控制閥內(nèi)精細(xì)流動特性，對計算網(wǎng)格模型進行了以下考慮。計算區(qū)域分為閥體、入流腔體、出流、入流、入流延長段和出流延長段六部分組成，各部分網(wǎng)格分別包含600萬混合四面體六面體網(wǎng)格、128萬混合四面體六面體網(wǎng)格、88萬六面體網(wǎng)格、67萬六面體網(wǎng)格、43萬六面體網(wǎng)格、43萬六面體網(wǎng)格和49萬六面體網(wǎng)格。整體網(wǎng)格模型包括1 018萬四面體與六面體混合網(wǎng)格。為保證邊界層求解精度，邊界層網(wǎng)格進行了細(xì)劃達到y(tǒng)+≈1；為保證計算精度并控制計算代價，閥內(nèi)大部分區(qū)域采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格并對閥體各部分計算域連接處進行了網(wǎng)格細(xì)化。橫截面網(wǎng)格及閥套附近加密網(wǎng)格如圖9所示。邊界條件設(shè)置入流流量為100 m3/h，自然出流。

4.3 流場特性分析

計算確定了此控制閥全開時流量系數(shù)Cv=0.026和阻力系數(shù)ξ=17.6。橫截面湍動能分布與渦量分布如圖10所示。從湍動能分布可看出，閥門入流遠端湍動能遠小于出流遠端，而閥套腔體及閥套出流區(qū)域為湍動能集中區(qū)域。從渦量分布可看出，渦量集中于閥套附近，閥套流道的高流速不可避免地產(chǎn)生了高渦量。

圖9 整體網(wǎng)格模型Fig.9 Total CFDmesh of control valve

圖10 橫截面湍流特性Fig.10 Turbulent characteristics on cross section of valve

圖11 橫截面流動特性Fig.11 Flow dynamic characteristics on cross section of valve

計算得到的閥門不同截面上壓力和流速分布如圖11～13所示。由壓力分布圖可以看出，從入流到閥套腔體內(nèi)產(chǎn)生了一定壓降，這是由于不光順的入流形成的，但主要的壓降仍然在閥套通流面積前后形成。閥套面向出口處產(chǎn)生低壓區(qū)域，但其范圍和程度并不大，這也說明了低噪聲閥套在平穩(wěn)降壓，抑制低壓區(qū)域形成，避免空化發(fā)生的有效性；后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計應(yīng)集中在進一步減小此低壓區(qū)域的大小和負(fù)壓強度。

由速度矢量分布圖可以看出，此閥門的入流和出流處幾何特征直接影響入流和出流區(qū)域的流速分布。在入流邊角處由于突起的存在，流動在這里轉(zhuǎn)向并突然加速，在閥套腔體內(nèi)形成了大的漩渦結(jié)構(gòu)；彎曲出流處，流動塞積，流場分布很不均勻，形成了上部的高速區(qū)，并伴隨著豐富的湍流結(jié)構(gòu)，根據(jù)渦聲理論，此出流區(qū)域出現(xiàn)的漩渦是閥門主要流噪聲聲源；由于閥套的三部分設(shè)計，上部穿孔面積大且阻力相對于中下部迷宮流道大，因此流速高，其出口直接沖刷閥體，形成了主要振動噪聲源；后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計應(yīng)為控制閥套腔體內(nèi)大漩渦的形成，出流湍流集中區(qū)域的消渦處理、均勻閥套出流速度等三個方面。

圖12 水平截面壓力分布Fig.12 Pressure contours on horizontal sections of valve

圖13 水平截面流速分布Fig.13 Velocity contours on horizontal sections of valve

圖14為閥套橫截面腔體背面和腔體出口方向節(jié)流流道內(nèi)流速分布，盤片數(shù)目由上向下計數(shù)。由圖14各圖對比可知，閥套腔體出口方向流速明顯高于腔體背面方向流速，上層穿孔盤面流速約為中層和下層迷宮盤面流速的兩倍；上層穿孔盤片由于通流面積較大并且阻力較小，流速遠高于中部和下部迷宮盤面流道流速。中層迷宮閥套與下次迷宮閥套由于在中間拐角處聯(lián)通，實現(xiàn)了阻力匹配的效果，因此流動速度幾乎相當(dāng)，這是比較理想的狀態(tài)，進一步的優(yōu)化設(shè)計也可延續(xù)這一方式。

圖15為閥套上、中、下三部分盤片水平面自沿腔體出口到沿腔體背面方向各節(jié)流流道內(nèi)流速分布情況，流道數(shù)目由閥套腔體出口向閥套腔體背面方向計數(shù)。對比圖15各子圖可知，流速自閥套腔體出口方向到腔體背面方向流速逐漸減小，出口方向流量約為背面方向流速的兩倍，較高的局部流速必然增加水動力噪聲源強度；而沿閥體不均勻的流速分布將產(chǎn)生不均勻的流體激勵，預(yù)計閥體結(jié)構(gòu)三方向的集中流體激勵力與力矩增大，下一步優(yōu)化目標(biāo)應(yīng)為均勻閥套出流速度。

圖15 閥套腔體背面及出口流道流速分布Fig.15 Flow velocity distribution on cross sections of trims

5 結(jié) 論

本文提出了控制閥水力及聲學(xué)設(shè)計方法，采用計算流體方法進行了低噪聲控制閥原理分析與迷宮式低噪聲設(shè)計原理驗證；基于低噪聲設(shè)計原理進行了分層迷宮式控制閥設(shè)計與內(nèi)流場流動特性分析，為進一步優(yōu)化設(shè)計打下基礎(chǔ)。得到的具體結(jié)論為：

（1）基于二維模型數(shù)值模型計算驗證了分流、多級和迷宮拐角的控制閥低噪聲設(shè)計原理；基于三維模型數(shù)值模型計算分析了不同閥套在不同開度下流動特性，結(jié)果表明不同閥套形式開度/阻力性能關(guān)系不同，在相同阻力性能下迷宮式閥套噪聲性能優(yōu)于縫式和孔式，進一步驗證了低噪聲設(shè)計原理。

（2）為實現(xiàn)全開低阻和小開度流量微調(diào)的流動特性，兼顧低噪聲設(shè)計原理設(shè)計了包含上層穿孔、中層多迷宮流道和下層少迷宮流道三部分重疊形成的閥套流通結(jié)構(gòu)的分層迷宮式控制閥。

（3）分層迷宮式控制閥由于入流和出流不光順的結(jié)構(gòu)特征，分別在閥套腔體和閥套沿出流方向出口處形成大尺度漩渦結(jié)構(gòu)，將形成額外噪聲源強度；后續(xù)應(yīng)考慮導(dǎo)流消渦設(shè)計。

（4）分層迷宮式控制閥閥套上部穿孔結(jié)構(gòu)、中部多流道迷宮結(jié)構(gòu)和下部少流道迷宮結(jié)構(gòu)沿上下和環(huán)向流動速度不均勻，使得閥套出流產(chǎn)生高速區(qū)域及低壓區(qū)域，對于空化及振動噪聲的產(chǎn)生都是不利的；后續(xù)應(yīng)考慮設(shè)計出口速度更為均勻的閥套結(jié)構(gòu)。

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Low noise design principle and numerical analysis on labyrinth control valves

HE Tao1,2,WANG Qiu-bo1,2,WANG Suo-quan1,2,WU You-sheng1,2
(1.National Key Laboratory on Ship Vibration&Noise,China Ship Scientific Research Center,Wuxi214082,China; 2.Jiangsu Key Laboratory of Green Ship Technology,Wuxi214082,China)

Control valves are used in cooling systems to adjust pump working condition and balance flow volume rates for cooling users.Cooling systems are always running during the sail time and control valves vibration under fluid dynamic excitation and cause boat noise radiation.Therefore,the low noise control valves should be designed to control boat noise radiation.In this paper,the hydraulic and acoustic design methods are constituted.Low noise design principles of control valves such as dividing,multilevel,labyrinth turning are analyzed and verified based on CFD method.The layered labyrinth control valve is designed and analyzed numerically.The analysis results indicate that outflow of trim is uneven and local high speed and low pressure region exists,large eddies forming in valve body cavity and trim outflow regions aremajor noise sources.

control valve;computational fluid dynamics;noise;design principle

U664.5

：Adoi:10.3969/j.issn.1007-7294.2017.02.001

2016-11-05

江蘇省自然科學(xué)基金—青年基金資助項目（BK2012096）；工信部—第七代超深水鉆井平臺（船）創(chuàng)新專項；工信部—深水半潛式支持平臺研發(fā)專項

何 濤（1983-），男，高級工程師；王秋波（1987-），男，工程師。

1007-7294（2017）02-0127-11