方 超，馬士虎，蔡標(biāo)華，俞 健

(武漢第二船舶設(shè)計研究所，湖北 武漢 430205)

0 引 言

調(diào)節(jié)閥作為船舶海水系統(tǒng)中最常規(guī)的設(shè)備，其主要作用是調(diào)節(jié)海水系統(tǒng)的壓力、流量等參數(shù)。流量調(diào)節(jié)閥在工作時流道內(nèi)存在湍流、漩渦、分離、空化等復(fù)雜的流動現(xiàn)象[1-5]，水力能量大量轉(zhuǎn)化為摩擦耗能、熱能、聲能等。隨著船舶系統(tǒng)對調(diào)節(jié)閥低噪聲性能的要求越來越高，傳統(tǒng)的單流道調(diào)節(jié)閥已無法適應(yīng)高壓差的運行工況，必須對傳統(tǒng)流道進行優(yōu)化降低調(diào)節(jié)閥流噪聲。本文針對上述問題，運用CFD的手段對原調(diào)節(jié)閥的內(nèi)流道流場進行分析，從改變調(diào)節(jié)閥能量損耗分布的角度提出流道優(yōu)化方案，并對優(yōu)化流道進行了驗證性數(shù)值分析，可為高壓差流量調(diào)節(jié)閥流噪聲控制提供參考。

1 流道幾何模型和數(shù)值方法介紹

1.1 幾何模型

圖1是流量調(diào)節(jié)閥的結(jié)構(gòu)圖，傳統(tǒng)球閥采用大通徑單流道，通過手動、電動或者液動控制球體通道軸線與管道軸線之間的角度達到調(diào)節(jié)閥門開度的目的，進而調(diào)節(jié)閥門流量。閥門進出口通道與球體通道共同構(gòu)成閥門的流道。調(diào)節(jié)閥進出口管道及閥芯的通徑均為100 mm。

流量調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道如圖2所示，本文采用全閥模型作流場計算，完全按閥門圖紙生成數(shù)值計算域，利用三維設(shè)計軟件CATIA建立幾何模型，畫出流量調(diào)節(jié)閥的內(nèi)部流場。為保證流體進口穩(wěn)定、出口充分發(fā)展和符合實驗情況，對閥門流道進行了修正，即閥前和閥后分別加長1 000 mm，同時只保留管道和閥芯結(jié)構(gòu)，對閥門其他結(jié)構(gòu)做簡化處理。

1.2 數(shù)值方法介紹

流量調(diào)節(jié)閥水力性能與流噪聲特性相關(guān)，本文采用流體動力學(xué)計算方法計算調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道流場和優(yōu)化后的調(diào)節(jié)閥流道流場，下面簡單介紹所采用計算方法。

對流道內(nèi)流體流動狀態(tài)進行求解計算時，首先利用基于模型的SST湍流模型進行內(nèi)流場穩(wěn)態(tài)計算，在穩(wěn)態(tài)計算的基礎(chǔ)上再采用大渦模擬LES方法進行流量調(diào)節(jié)閥內(nèi)流場非穩(wěn)態(tài)計算。

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

式中：為速度分量的時均值；為速度分量的脈動值；為速度分量的時間平均值；為流體動力粘性系數(shù)；為源項。

基于模型的SST湍流模型不僅解決了湍流剪切應(yīng)力的傳輸問題，而且對逆壓梯度下產(chǎn)生的分離流具有精準(zhǔn)的預(yù)測，其基本方程如下：

式中：為湍流的生產(chǎn)率。

LES模型認(rèn)為湍流是由大小不同尺度的渦組成，流場瞬時變量由濾波函數(shù)可分為大渦運動和小渦運動，大尺度渦可由瞬態(tài)N-S方程直接模擬，不直接模擬小尺度渦，其對大尺度渦的影響采用亞格子模型模擬。經(jīng)過濾波函數(shù)處理的大渦模擬控制方程為：

式中：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。

在數(shù)值格式方面，速度和壓力的耦合采用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。

2 原流道流場計算結(jié)果

2.1 結(jié)構(gòu)離散及邊界條件

利用CATIA建模之后，將調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道三維實體導(dǎo)入ICEM進行流場計算的前處理工作。計算域內(nèi)網(wǎng)格分布是流體流動控制方程數(shù)值離散的基礎(chǔ)，網(wǎng)格質(zhì)量將對計算的斂散性和計算結(jié)果的精度產(chǎn)生直接影響。閥芯附近流道拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)復(fù)雜，閥門兩端延長管道拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)相對簡單，為兼顧計算效率和計算精度，采用混合網(wǎng)格的劃分方案，即流量調(diào)節(jié)閥附近采用非結(jié)構(gòu)化的四面體網(wǎng)格且網(wǎng)格適度細(xì)化，兩端延長管道采用結(jié)構(gòu)化的六面體網(wǎng)格，管道及閥內(nèi)壁面附近采用加密的邊界層網(wǎng)格，3種網(wǎng)格總數(shù)約為236萬，如圖3所示。經(jīng)過多次調(diào)整保證，同時經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性驗證，計算殘差曲線收斂良好，滿足計算精度要求，因此網(wǎng)格劃分合理。

根據(jù)船舶海水系統(tǒng)流量調(diào)節(jié)閥典型的高壓差運行工況特點，流量調(diào)節(jié)閥進口壓力高達1.8MPa。水艙與大氣相通，背壓為一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。故進口邊界設(shè)為壓力進口1.8MPa，出口邊界設(shè)為壓力出口0。海水介質(zhì)屬于粘性流體，在管壁以及閥芯內(nèi)壁出，速度的邊界條件滿足無滑移條件，即固壁上的速度。

2.2 流場計算結(jié)果分析

流量調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道計算采用計算流體力學(xué)通用軟件Fluent，計算的工況點流量選擇120 t/h，根據(jù)數(shù)值試驗確定閥門開度為38°。首先利用RANS模型對計算域進行定場計算，計算穩(wěn)定后采用LES模型進行非定場計算。LES大渦模擬在模擬湍流、漩渦脫落及壓力脈動等方面具有較大優(yōu)勢，先進行定場計算的目的是加快非定場計算收斂的速度。

圖4是原調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道壓力分布云圖，從圖上可以看出，最低壓力區(qū)出現(xiàn)在閥后區(qū)域，并且低壓區(qū)面積較大，最低壓力為–4.036×105Pa，此壓力低于常溫下的飽和蒸汽壓力，因此閥后海水發(fā)生空化，誘發(fā)空化噪聲。在調(diào)節(jié)閥前后高壓差的作用下，海水介質(zhì)經(jīng)過閥門時，流通面積收縮導(dǎo)致海水流速迅速提高。由伯努利方程[6]可知，海水流速迅速增大伴隨著海水壓力的迅速降低，直到低于飽和蒸汽壓力發(fā)生空化。海水介質(zhì)流速過大、壓力過低的原因是閥門阻力較小，在高壓差的工況下，閥門開度較小就能滿足工況的流量要求。圖5為原閥內(nèi)流道速度分布云圖，在流通面積達到最小時，海水流速達到最大，分別位于閥芯進口處和閥芯出口處，最大值為47.93 m/s。

圖6是原調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道湍動能分布云圖，湍動能與流體介質(zhì)的速率變化有關(guān)，能直接反映速率變化的快慢，湍動能高的部位說明流體速率變化的梯度比較大，速率變化梯度大容易形成強大的剪切層，強剪切層在大雷諾數(shù)流動中會失穩(wěn)卷成漩渦，從而形成渦流噪聲[7-8]。因此閥門設(shè)計時，應(yīng)盡量使流道內(nèi)流體介質(zhì)流速均勻、平穩(wěn)，這也是閥門降噪關(guān)注的重點。從湍動能云圖可以看出，調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道最高湍動能為182.8 m2/s2，流速急劇變化的區(qū)域主要集中閥芯出口以及閥后區(qū)域。

圖7是原調(diào)節(jié)閥內(nèi)流線圖，從圖中可以看出閥芯進口下緣、閥芯上緣以及閥芯出口下緣均出現(xiàn)局部漩渦結(jié)構(gòu)，漩渦的出現(xiàn)對流場的穩(wěn)定性造成影響，消除漩渦是閥門降噪的優(yōu)化方向之一。

3 流道優(yōu)化及優(yōu)化流道計算結(jié)果

3.1 優(yōu)化流道設(shè)計原理及幾何模型

調(diào)節(jié)閥的節(jié)流過程可歸結(jié)為在節(jié)流件的局部流阻上損耗能量，流體介質(zhì)在閥門上的節(jié)流損失主要轉(zhuǎn)化為摩擦耗能、熱能、聲能等。當(dāng)閥門阻力系數(shù)一定時，相同工況下原閥門和優(yōu)化后的閥門產(chǎn)生的水力功耗相同，因此流量調(diào)節(jié)閥的低噪聲優(yōu)化應(yīng)著力于調(diào)整損耗能量的分配上，即盡量抑制水力能量向聲能轉(zhuǎn)化，減小聲能在水利功耗中的整體占比。

一般而言，流量調(diào)節(jié)閥的水力設(shè)計方法主要有3種：結(jié)構(gòu)法、射流法和粘滯閥[9]。

1）結(jié)構(gòu)法是通過構(gòu)造調(diào)節(jié)閥通流部分的結(jié)構(gòu)使工作液體流向受到結(jié)構(gòu)改變而損耗能量，常見的構(gòu)造結(jié)構(gòu)類型有突然擴張、轉(zhuǎn)彎、阻礙等，本文中的流量調(diào)節(jié)閥原流道結(jié)構(gòu)即為此類。

2）射流法是利用主流面積與節(jié)流面積之間的差異引起速度聚變從而達到損耗能量的目的。工作液體進入節(jié)流口和流出節(jié)流口時都伴隨著射流壓降損失。

3）粘滯法是使調(diào)節(jié)閥內(nèi)的工作液體與調(diào)節(jié)閥通流部分的內(nèi)壁面產(chǎn)生粘性摩擦進而損耗水力能量。為滿足節(jié)流件的阻力系數(shù)，一般會選擇增大調(diào)節(jié)閥流道內(nèi)的通流面積。粘滯法的設(shè)計思路可提高摩擦耗能、熱能在水力損耗中的占比，抑制損耗能量向聲能和振能轉(zhuǎn)化。

根據(jù)上節(jié)調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道流場分析可知，原流量調(diào)節(jié)閥流噪聲突出的主要原因為：大流量工況下，閥門開度較小，流體流速較高形成射流，且開度較小時閥芯與主流間夾角太小，導(dǎo)致流體突然轉(zhuǎn)向，增加流場的不穩(wěn)定性，速率梯度較大，誘發(fā)閥芯前后漩渦的形成，射流和漩渦均導(dǎo)致能量損耗向聲能集中。

本文基于粘滯法，提出對原閥內(nèi)流道進行分割的優(yōu)化設(shè)計方案，將閥芯大通徑單流道改進為小通徑多流道，增大工作液體與通流內(nèi)壁面的摩擦面積，提高摩擦耗能在水力能量損耗中的占比，相應(yīng)減小聲能占比，因此流噪聲可得到抑制。優(yōu)化后的閥芯通流面積減小，所以相同阻力系數(shù)下，優(yōu)化后的閥門開度也會相應(yīng)增大，閥芯與主流夾角變小，可避免流體突然大角度轉(zhuǎn)向引起流動不穩(wěn)定。優(yōu)化結(jié)構(gòu)模型如圖8所示。

3.2 優(yōu)化流道流場計算結(jié)果分析

在相同工況下對優(yōu)化后的流道流場進行數(shù)值計算，流量調(diào)節(jié)閥的開度由數(shù)值試驗確定，保證計算模型與原閥內(nèi)流道計算模型具有相同的阻力系數(shù)。

優(yōu)化流道壓力分布如圖9所示，從圖中可以看出優(yōu)化流道中最低壓力為–0.21 MPa，相對于原閥的最低壓力–0.40 MPa有所提高，閥后低壓區(qū)面積大幅減小，海水的空化現(xiàn)象得到有效抑制。由圖10可知，優(yōu)化流道的最大流速由47.93 m/s降到43.22 m/s，流道內(nèi)整體的流速下降說明優(yōu)化流道摩擦面積增大，閥門內(nèi)流體介質(zhì)受到的阻力增大，水力耗能中摩擦耗能占比增加，聲能占比減小，并且流速降低的同時湍流強度會隨之降低，相應(yīng)湍流噪聲強度降低。

優(yōu)化流道的湍動能分布如圖11所示，從圖中可以看出最高湍動能為156 m2/s2，相對于優(yōu)化前的閥門最高湍動能182.8 m2/s2明顯下降，說明閥門優(yōu)化流場參數(shù)分布更均勻，流速的變化更加平穩(wěn)，湍動能的降低意味著流噪聲得到很好的抑制。

優(yōu)化流道的流線如圖12所示，從圖中可以看出流道優(yōu)化后閥芯進口下緣和閥芯后部的漩渦范圍和強度均有所減小，閥芯內(nèi)部的漩渦由于流道被分割得到完全地消除，因此優(yōu)化流道后調(diào)節(jié)閥的渦流噪聲得到抑制，低噪聲優(yōu)化效果明顯。

4 結(jié) 語

本文采用計算流體力學(xué)方法對流量調(diào)節(jié)閥的內(nèi)流道流場進行分析，基于流場分析結(jié)果，提出了分割流道的低噪聲優(yōu)化設(shè)計方案，并對優(yōu)化后的流道流場進行仿真計算，得出以下結(jié)論：

1）高壓差工況下，由于閥門的節(jié)流作用，閥芯出口處流體壓力迅速降低，低于飽和蒸汽壓力，閥后局部發(fā)生空化，引起空化噪聲；閥門流道結(jié)構(gòu)突變引起流體流速變化不均勻，剪切層失穩(wěn)在閥芯前后及內(nèi)部卷成漩渦，形成渦流噪聲。

2）通過對調(diào)節(jié)閥內(nèi)流道進行分割優(yōu)化設(shè)計，以小通徑、多流道代替大通徑、單流道，使閥門內(nèi)流道摩擦面積增大，摩擦耗能在水利損耗中占比增加，減小了水力能量向聲能的轉(zhuǎn)化；優(yōu)化后的流道最大流速降低，最低壓力提高，湍動能下降，流道內(nèi)流體流動更平穩(wěn)，閥門流噪聲得到有效抑制，優(yōu)化方案為流量調(diào)節(jié)閥的低噪聲優(yōu)化設(shè)計提供了參考方向。

參考文獻：

[1]顏凌云, 武鵬飛, 包宗賢, 等. 純水溢流閥的噪聲控制研究[J].液壓與氣動, 2012(3): 23-25.YAN Ling-yun, WU Peng-fei, BAO Zong-xian, et al. Noise control of water hydraulic relief valve[J].Chinese Hydraulics and Pneumatics, 2012(3):23-25.

[2]劉進, 閻兆立, 程曉斌, 等. 基于空化輻射噪聲的檢測方法實驗研究[J].應(yīng)用聲學(xué), 2014, 33(1): 60-65.LIU Jin, YAN Zhao-li, CHENG Xiao-bin, et al. Experimental research on pump cavitation detection dased on acoustic radiation[J].Journal of Applied Acoustics, 2014, 33(1):60-65.

[3]劉翠偉, 李玉星, 王武昌, 等. 輸氣管道氣體流經(jīng)閥門氣動噪聲產(chǎn)生機理分析[J].振動與沖擊, 2014, 33(2): 152-157.LIU Cui-wei, LI Yu-xing, WANG Wu-chang, et al. Analysis on the mechanism of aero-acoustics noise generated by gas flow through valves of natural gas pipelines[J].Journal of Vibration and Shock, 2014, 33(1):60-65.

[4]李樹勛, 丁強偉, 徐曉剛, 等. 超(超)臨界多級套筒調(diào)節(jié)閥空化抑制模擬研究[J].華中科技大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版), 2015,43(3): 37-41.LI Shu-xun, DING Qiang-wei, XU Xiao-gang, et al. Numerical study on cavitation suppression in ultra-supercritical multistage sleeve control valve[J].Journal of Science and Technology(Nature Science Edition), 2015, 43(3):37-41.

[5]BINOD K S, HIMADRI C, PRADIPTA B M, et al. Dynamic simulation of a pressure regulation and shut-off valve[J].Computer and Fluid, 2014, 101(20): 233-240.

[6]吳克啟, 舒朝暉.高等流體力學(xué)[M]. 北京: 中國電力出版社,2009.WU Ke-qi, SHU Chao-hui. Advanced Fluid Mechanics[M].Beijing: China Electric Power Press, 2009.

[7]許瑋健, 靳國永, 王雪仁, 等. 閥門管路系統(tǒng)聲傳播特性仿真分析[J].聲學(xué)技術(shù), 2015, 34(4): 153-156.XU Wei-jian, JIN Guo-yong, WANG Xue-ren, et al. Simulation analysis of acoustics propagation of piping system with valve[J].Technical Acoustics, 2015, 34(4):153-156.

[8]劉少剛, 劉海豐, 舒海生, 等. 通海閥內(nèi)流道優(yōu)化降低流噪聲[J].哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報, 2013, 34(4): 511-516.LIU Shao-gang, LIU Hai-feng, SHU Hai-sheng, et al. Flow noise reduction of outboard valves based on internal flow path optimization[J].Journal of Harbin Engineering University, 2013,34(4):511-516.

[9]何濤, 王秋波, 王鎖泉, 等. 低噪聲迷宮式控制閥設(shè)計原理及數(shù)值分析[J].船舶力學(xué), 2017, 21(2): 127-137.HE Tao, WANG Qiu-bo, WANG Suo-quan, et al. Low noise design principle and numerical analysis on labyrinth control valves[J].Journal of Ship Mechanics, 2017, 21(2):127-137.