周愛民，朱求源，徐宇哲，李樹勛

(1. 武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430064；

2. 蘭州理工大學(xué) 機(jī)械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，甘肅 蘭州 730050)

0 引 言

船舶冷水系統(tǒng)管網(wǎng)設(shè)計(jì)中，各主管路、支管路冷水用戶設(shè)置了多種類型的閥門，其主要功能是對(duì)管網(wǎng)內(nèi)流體的流量、壓阻和流動(dòng)方向進(jìn)行調(diào)節(jié)和控制，維持系統(tǒng)流量的動(dòng)態(tài)平衡，從安全、聲隱身的角度出發(fā)對(duì)各種閥門的性能進(jìn)行分析十分必要。文獻(xiàn)[1 – 4]已證明，閥門附近的漩渦是閥門產(chǎn)生流噪聲的主要原因，并且隨著閥門開度的變化，閥門附近漩渦的尺度增大，渦量變大，噪聲增加，成為影響整個(gè)系統(tǒng)噪聲指標(biāo)的主要因素。目前，在船舶領(lǐng)域內(nèi)對(duì)于各類不同介質(zhì)用閥門的聲學(xué)特性研究日益重視，基本設(shè)計(jì)路線為噪聲源分析→聲學(xué)結(jié)構(gòu)優(yōu)化?CFD強(qiáng)度校核與仿真→試驗(yàn)臺(tái)架驗(yàn)證。但由于閥門結(jié)構(gòu)、邊界條件及模型計(jì)算方程的復(fù)雜性，對(duì)其聲學(xué)性能進(jìn)行較為可信的CFD仿真預(yù)測比較困難，相關(guān)文獻(xiàn)較少。其中文獻(xiàn)[5 – 6]以某型蒸汽管路截止閥為研究對(duì)象，通過CFD數(shù)值模擬研究了閥門內(nèi)部蒸汽流場的分布狀態(tài)以及閥門流噪聲的頻譜特性，分析了閥門作為蒸汽管路中噪聲源的聲源特性。文獻(xiàn)[7]采用CFD技術(shù)優(yōu)化了某通海閥內(nèi)流道結(jié)構(gòu)，有效提高閥內(nèi)最低壓力、降低閥內(nèi)最高流速和閥內(nèi)最高湍動(dòng)能、消除漩渦。這些成果對(duì)于研究低噪聲閥門的聲學(xué)性能有一定的借鑒。

為驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的某型船用流量平衡閥流道結(jié)構(gòu)是否滿足聲學(xué)特性要求，本文借助有限元分析軟件Ansys、計(jì)算流體力學(xué)CFD軟件Fluent和CFX、振動(dòng)噪聲專業(yè)分析軟件LMS Virtual.Lab，建立了閥體流道三維幾何模型，預(yù)測了該閥閥體在不同壓差和閥芯位移下的噪聲和振動(dòng)總振級(jí)，研究成果可用于指導(dǎo)后續(xù)低噪聲閥件的系列化設(shè)計(jì)。

1 模型構(gòu)建及仿真計(jì)算

1.1 模型的建立

選取的某型流量平衡閥主要參數(shù)為DN50，額定流量10 m3/h，工作壓差為14～220 kPa，其內(nèi)部流道模型如圖1所示。

根據(jù)對(duì)該閥進(jìn)行流量特性仿真分析，得到不同閥芯位移下的流量曲線如圖2所示。

圖 2 流量平衡閥在不同閥芯位移下流量曲線圖Fig. 2 Flow characteristic curve of flow balancing valve under different valve core displacement

利用SolidWorks三維實(shí)體建模軟件，建立閥體流道三維模型，流道模型網(wǎng)格由ICEM CFD軟件劃分生成。由于閥內(nèi)腔形狀和流動(dòng)狀態(tài)復(fù)雜，采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分方法生成閥內(nèi)流動(dòng)區(qū)域貼體網(wǎng)格。閥體采用四面體/混合網(wǎng)格進(jìn)行劃分。并且對(duì)流動(dòng)變化劇烈區(qū)域如：閥入口處流道、閥芯端部流道都進(jìn)行了加密處理。

流量平衡閥流道模型的網(wǎng)格結(jié)構(gòu)如圖3所示模型建立后計(jì)算方程的選取及計(jì)算過程詳見文獻(xiàn)[5]。

1.2 不同開度下壓力場及速度場分析

對(duì)流量平衡閥流道模型在Ansys CFX中進(jìn)行模擬求解，以水為介質(zhì)，模擬計(jì)算3種壓差（55 kPa，110 kPa，220 kPa）下閥體流道內(nèi)部在不同開度下的壓力和速度分布云圖，如圖4～圖9所示。

圖 3 流量平衡閥流道網(wǎng)格模型圖Fig. 3 Channel grid model drawing of flow balancing valve

圖 4 閥體壓差55 kPa時(shí)壓力云圖Fig. 4 Pressure distribution drawing of valve under 55 kPa pressure difference

圖 5 閥體壓差110 kPa時(shí)壓力云圖Fig. 5 Pressure distribution drawing of valve under 110 kPa pressure difference

圖 6 閥體壓差220 kPa時(shí)壓力云圖Fig. 6 Pressure distribution drawing of valve under 220 kPa pressure difference

由圖4～圖6可以看出，平衡閥在不同壓差下進(jìn)口流道壓力分布相對(duì)較高，最大壓力出現(xiàn)在閥體入口及閥芯節(jié)流處，經(jīng)過閥膽節(jié)流后的流體壓力分布均勻，且壓力相對(duì)較小。

由圖7～圖9可以看出，閥芯形線處流速最大，出現(xiàn)流線集中，主要是閥芯開口形線節(jié)流的影響，壓差越大，閥芯相對(duì)行程越大，通流面積越小，最大流速也逐漸增大。

針對(duì)閥體結(jié)構(gòu)三維模型的仿真可為閥體內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)，為下一步開展閥體聲學(xué)性能計(jì)算提供基礎(chǔ)。

圖 8 閥體壓差110 kPa時(shí)速度云圖Fig. 8 Velocity distribution drawing of valve under 110 kPa pressure difference

圖 9 閥體壓差220 kPa時(shí)速度云圖Fig. 9 Velocity distribution drawing of valve under 220 kPa pressure difference

2 流量平衡閥聲學(xué)性能預(yù)測

2.1 噪聲性能仿真預(yù)測

2.1.1 噪聲預(yù)測基本理論

閥體噪聲采用理論公式進(jìn)行預(yù)測計(jì)算，其具體方法為：利用CFD軟件Fluent對(duì)閥在預(yù)測工況下的流場進(jìn)行數(shù)值模擬，獲得閥的流量系數(shù)及預(yù)測工況下的流量值；再根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)IEC 60534-8-4-2005中的典型閥門的噪聲預(yù)測公式進(jìn)行噪聲的理論計(jì)算。

外部1 m處A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)：

2.1.2 工作工況的噪聲預(yù)測

對(duì)該平衡閥而言，不同壓差下閥芯位移不同，其閥芯行程由閥前后壓差決定，按照噪聲隨閥體工作壓差變化的關(guān)聯(lián)性，通過B-spline插值法擬合得到噪聲隨工作壓差變化曲線，如圖10所示。

圖 10 不同工作壓差下噪聲曲線Fig. 10 Noise curve under working pressure difference

2.2 總振級(jí)性能預(yù)測

2.2.1 總振級(jí)預(yù)測基本理論

1）CFD軟件計(jì)算瞬態(tài)流場

采用LMS Virtual.Lab軟件和CFD軟件相結(jié)合的方式，基于直接邊界元法對(duì)閥門聲學(xué)性能進(jìn)行預(yù)測。將優(yōu)化后的系統(tǒng)管路—閥體模型導(dǎo)入CFD軟件，利用CFX模塊模擬得到流體流動(dòng)穩(wěn)態(tài)信息，然后對(duì)流體進(jìn)行瞬態(tài)分析，對(duì)于管、閥等非旋轉(zhuǎn)機(jī)械，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)[8–9]定義0～300 Hz的頻率范圍可覆蓋管道所有的振動(dòng)頻率，對(duì)流體瞬態(tài)初始條件進(jìn)行設(shè)定，得到流體壓力脈動(dòng)時(shí)域信息，圖11為流道全開（閥芯位移最大時(shí)）流體耦合面壓力1 s時(shí)的壓力脈動(dòng)云圖。

2）LMS軟件計(jì)算閥體振動(dòng)

圖 11 流道全開時(shí)流體耦合面壓力脈動(dòng)云圖Fig. 11 Pressure pulsation drawing of fluid coupling under channel 100% opening degree

將上述管—閥三維模型導(dǎo)入LMS軟件，利用軟件自帶網(wǎng)格劃分模塊對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格模型如圖12，其中原點(diǎn)為振動(dòng)監(jiān)測點(diǎn)。

圖 12 管—閥系統(tǒng)網(wǎng)格劃分模型Fig. 12 The grid subdivision model of tube-valve system

將管道兩端固定，利用直接邊界元法（BEM）對(duì)耦合面加速度信息傳遞進(jìn)行模擬，得到管-閥壁面的頻域加速度幅值（dB），圖13為閥全關(guān)（0行程時(shí)）頻率100.2 Hz的管—閥壁面加速度幅值（dB）。由圖13可知，頻率100.2 Hz時(shí)閥體壁面的加速度振動(dòng)幅值最大，最大值為–5.74 dB，由于管道兩端固定，管—閥結(jié)構(gòu)越接近固定端處，其振動(dòng)加速度幅值越小。

圖 13 全關(guān)時(shí)頻率100.2 Hz的壁面加速度振動(dòng)幅值Fig. 13 Wall vibration acceleration amplitude under 100.2 Hz

2.2.2 工作工況的總振級(jí)預(yù)測

對(duì)閥體流道同一監(jiān)測點(diǎn)不同閥芯位移（0～25 mm）下的振動(dòng)加速度進(jìn)行仿真，得到不同位移下的總振級(jí)，其圖形如圖14所示，可知閥芯位移最大時(shí)閥門總振級(jí)最大，最大值為133.5 dB。

3 結(jié) 語

本文在某型船用低噪聲流量平衡閥流道結(jié)構(gòu)優(yōu)化的基礎(chǔ)上，應(yīng)用Solidworks軟件對(duì)閥內(nèi)流道建立了三維幾何模型，導(dǎo)入計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件Fluent中進(jìn)行壓力場和速度場仿真分析計(jì)算，為開展低噪聲閥件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供一定的理論依據(jù)。

針對(duì)各類閥件在船舶冷水系統(tǒng)管路減振降噪方面的突出問題，利用Ansys軟件和聲學(xué)分析軟件LMS預(yù)測了典型流量平衡閥流道在不同工作壓差和閥芯位移下聲學(xué)性能指標(biāo)，獲取了閥體在全頻率段的壓力幅值和振動(dòng)加速度值，并進(jìn)一步擬合了閥體在不同因素下的噪聲和振動(dòng)特性曲線，對(duì)于冷水系統(tǒng)各類閥件減振降噪設(shè)計(jì)具有一定的意義。

圖 14 總振級(jí)隨閥芯位移變化曲線Fig. 14 Vibration curve under different valve core displacement

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[ 8 ]DL/T1103-2009, 核電站管道振動(dòng)測試與評(píng)估[S].

[ 9 ]DLT292-2011, 火力發(fā)電廠汽水管道振動(dòng)控制導(dǎo)則[S].

[10]GB/T 17213. 14-2005, 工業(yè)過程控制閥第8-2部分: 噪聲的考慮實(shí)驗(yàn)室內(nèi)測量液動(dòng)流流經(jīng)控制閥產(chǎn)生的噪聲[S].