王 寧，肖直坤，于新海，張嵩逸，陳時健，劉 平

（1.華東理工大學(xué) 機械與動力工工程學(xué)院，上海 200237；2.中核蘇閥科技實業(yè)股份有限公司，江蘇蘇州 215129）

0 引言

調(diào)節(jié)閥在工業(yè)管路系統(tǒng)中應(yīng)用十分廣泛，其產(chǎn)生的噪聲也是管路系統(tǒng)噪聲的重要組成成分。由于調(diào)節(jié)閥中節(jié)流過程加劇了湍流的不穩(wěn)定性，它與閥門結(jié)構(gòu)之間的流固耦合可引起新的擾動，因此成為管路系統(tǒng)中的高噪聲源［1］。相關(guān)研究表明，在大型管道系統(tǒng)的調(diào)節(jié)閥附近，噪聲可達100 dB 左右。這種高噪聲一方面危害在此環(huán)境下工作人員的身心健康，另一方面噪聲伴隨的劇烈振動加劇了調(diào)節(jié)閥及其鄰近管路的損壞，使工業(yè)生產(chǎn)及人員安全面臨風(fēng)險［2-3］。調(diào)節(jié)閥噪聲主要包含兩大類：機械噪聲和流體動力學(xué)噪聲。流體動力學(xué)噪聲又叫流致振動噪聲，根據(jù)調(diào)節(jié)閥不同的工作狀態(tài)分為渦流噪聲、氣蝕噪聲、湍流激振噪聲、水錘噪聲［4］。試驗表明渦流噪聲是閥門流道內(nèi)流體動力學(xué)噪聲的主要來源［5］?；诖鬁u模擬（LES）/Lighthill 混合模擬方法的調(diào)節(jié)閥流致噪聲計算已經(jīng)有諸多報道，聶欣等［6］對直筒籠式閥門進行了流動噪聲模擬計算，得到的模擬結(jié)果與實驗結(jié)果相差在6%以內(nèi)，證明了該混合模擬方法的準確性。孫長周等［7］采用LES/Lighthill 混合模擬方法對調(diào)節(jié)閥進行了內(nèi)部流場與外部聲場計算，針對噪聲問題設(shè)計了多孔內(nèi)芯，降低了閥門噪聲。陳國順等［8］對氣動調(diào)節(jié)閥的噪聲進行了預(yù)測，得到了特定流量下閥門開度與閥門噪聲的對應(yīng)關(guān)系。戴光等［9］對閘閥氣體內(nèi)漏聲場進行了數(shù)值模擬，為閥門內(nèi)漏聲學(xué)檢測提供了方法依據(jù)。

目前調(diào)節(jié)閥渦流噪聲的模擬多是針對套筒式、籠式、迷宮式、軸流式調(diào)節(jié)閥，關(guān)于V 型球調(diào)節(jié)閥渦流噪聲計算的相關(guān)報道缺乏。相對于其他種類的調(diào)節(jié)閥，V 型球調(diào)節(jié)閥具有如下的優(yōu)點：流道簡單、流阻較小，因而流通能力較大；可調(diào)比達到300：1；具有較高的密封等級；當(dāng)球芯相對于閥座旋轉(zhuǎn)時具有較強的剪切作用，因此尤其適用于帶有纖維和微小顆粒介質(zhì)的調(diào)節(jié)控制。為此，本文利用LES/Lighthill 混合模擬方法對V 型球調(diào)節(jié)閥渦流噪聲進行了數(shù)值模擬，并基于渦聲理論探究了V 型球閥芯的開孔參數(shù)對噪聲的影響，大幅降低了V 型球調(diào)節(jié)閥的渦流噪聲，本文的研究為低噪聲V 型球調(diào)節(jié)閥的設(shè)計提供了計算方法和優(yōu)化方向。

1 理論方法

1.1 大渦模擬模型

LES 模型使用的是亞網(wǎng)格尺度湍流模型（SubGrid-Scale-Model，SGS），運用網(wǎng)格尺寸篩選湍流渦。渦的尺寸大于網(wǎng)格尺寸時，運用數(shù)值方法直接求解N-S 方程。渦的尺寸小于網(wǎng)格尺寸時，通過各向同性模擬，并引入附加應(yīng)力項，體現(xiàn)出小渦對大渦的影響。SMAGORINSKY［10］最早提出SGS 模型，后來的學(xué)者LILLY［11］和GERMANO等［12］提出了動態(tài)Smagorinsky-Lilly 模型，NICOUD等［13］提出了LES WALE 模型。大渦模擬經(jīng)過修正的控制方程可表述為：

其中，τij為亞網(wǎng)格尺度湍流應(yīng)力：

式中，u 為速度；t 為時間；p 為壓力；ρ為密度；xi為空間坐標；v 為運動黏度；下標i，j 分別為笛卡爾坐標系的不同方向；頂部符號“—”表示空間平均。

1.2 Lighthill 方程

Lighthill 方程［14］從N-S 方程出發(fā)，沒有經(jīng)過假設(shè)和簡化，左邊表示為與經(jīng)典聲學(xué)波動方程相同的形式，作為求解項。把由于流體引起的波動項移到右邊，作為聲源項。Lightill 聲比擬方程可表示為：

式中，Tij為Lighthill 應(yīng)力張量；ρ為流體密度；eij為黏性應(yīng)力張量；δij為單位張量；P 為流體壓力；P0為流體平均值；c0為當(dāng)?shù)匾羲?；?為流體平均密度；x 為笛卡爾坐標量；下標i，j=1，2，3 分別為笛卡爾坐標系的三個坐標軸。在大部分情況下，對于方程中的Lighthill 應(yīng)力張量由于黏性應(yīng)力張量引起的聲源貢獻量很小，噪聲主要由雷諾應(yīng)力項ρuiuj引起，因此在大部分的噪聲研究僅考慮ρuiuj的貢獻部分。

2 研究對象及計算方案

2.1 研究對象及物理模型

本文計算的V 型球調(diào)節(jié)閥的三維結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要部件包括閥體、上閥桿、V 型球（開有貫通的眾多小孔）、固定軸、開度指示等。該閥門通過上閥桿的轉(zhuǎn)動，帶動閥球轉(zhuǎn)動到指定開度，完成流量的調(diào)節(jié)。

圖1 閥門及閥球三維物理模型Fig.1 Three-dimensional physical model of valve and valve ball

2.2 流場計算

根據(jù)調(diào)節(jié)閥物理模型，抽取出調(diào)節(jié)閥內(nèi)部流道。為避免回流對閥門出口流動的影響，需將閥門進出口流道延長。流場計算區(qū)域包括出入口管道、閥體內(nèi)部流道?？紤]到閥體內(nèi)部流道的復(fù)雜性，現(xiàn)采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對流道進行網(wǎng)格劃分，使用Fluent Meshing 軟件對流道進行網(wǎng)格劃分。閥門最大開度為100%。為達到5 t/h 的流量，將閥門開度設(shè)置為30%，出、入口均為壓力邊界，分別為3.5，1.8 MPa，其他表面設(shè)置為壁面，介質(zhì)為常溫水。為保證計算精度，進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，表1 為網(wǎng)格無關(guān)性相關(guān)數(shù)據(jù)。圖2 為表1 的4 種網(wǎng)格劃分結(jié)果，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)達到85 萬后，穩(wěn)態(tài)出口流量穩(wěn)定，最終確定網(wǎng)格數(shù)量在約90 萬，選擇圖2（c）的網(wǎng)格，在保證計算精度的情況下，節(jié)約計算資源。

表1 網(wǎng)格數(shù)對V 型球調(diào)節(jié)閥出口流量的影響Tab.1 Effect of grid number on the flowrate at the outlet of V-shaped ball regulating valve

圖2 網(wǎng)格劃分Fig.2 Grid division

邊界層對流場計算的影響可通過y+值來研究。y+是一個無量綱值，y+=yuτ/ν，其中y 表示第一層網(wǎng)格節(jié)點到壁面的距離，uτ表示摩擦速度，ν表示流體粘度。標準壁面函數(shù)中，在高雷諾數(shù)流動情況下，通常y+值需在30～300 之間，使得第一層網(wǎng)格節(jié)點分布于湍流充分發(fā)展區(qū)域［15］。圖3（a）為邊界層劃分網(wǎng)格。圖3（b）為流場的雷諾數(shù)分布，可見流體處于高雷諾數(shù)湍流流動。圖3（c）為流場坐標示意。圖3（d）為y+分布，可見在管道區(qū)域第一層邊界層劃分滿足y+在30～300的范圍內(nèi)，網(wǎng)格節(jié)點處于湍流的充分發(fā)展區(qū)。在閥門所在區(qū)域，y+在0～500，這是由于流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，流速變化大，難以對整個閥門的邊界層進行劃分以滿足y+在30～300 的要求。由此帶來的計算偏差由相應(yīng)的試驗結(jié)果與模擬結(jié)果的對此加以考核。

圖3 邊界層劃分Fig.3 Division of boundary layer

流場計算分為2 個步驟，先算穩(wěn)態(tài)流場再計算瞬態(tài)流場。計算穩(wěn)態(tài)流場時，選擇標準k-ε模型。由圖3（b）可見節(jié)流后的流體處于完全湍流狀態(tài)，標準k-ε模型可以兼顧計算精度以及計算效率。收斂殘差值選擇為10-5。在進行瞬態(tài)流場計算時，選用LES 大渦模擬模型。人耳對1 000～3 000 Hz的聲音最為敏感，將聲學(xué)數(shù)值模擬結(jié)果最高頻率fmax定為8 000 Hz，最低頻率fmin定為50 Hz，頻率間隔定為50 Hz。根據(jù)采樣定理［16］，通過公式（6）可求得相應(yīng)計算所需參數(shù)。

式中，Δt 為時間步長，N 為計算時間步。

時間步長選擇為6.25×10-5s，時間步數(shù)選擇為320 步。經(jīng)過2.5 s 后，流場進、出口質(zhì)量流量差值小于0.5%，流場波動平穩(wěn)，輸出后續(xù)320 步瞬態(tài)流場結(jié)果作為聲場計算的聲源信息。

2.3 聲場計算

根據(jù)Powell 的渦聲理論［17］，低馬赫數(shù)條件下的等熵絕熱流體的輻射聲場基本且唯一的源是渦，所以管道噪聲一部分來自流體輻射的噪聲與固體壁面的聲固耦合作用。此外，由于流體和固體邊界的流固耦合作用，導(dǎo)致固體邊界振動也會形成噪聲。在進行聲場計算時，分為兩個部分，一部分為聲固耦合作用引起壁面振動產(chǎn)生的噪聲，另一部分為流固耦合作用引起壁面振動產(chǎn)生的噪聲［18-20］。由于流體所引起的固體邊界形變量較小，對流場影響不大，所以認為耦合作用是單向的，聲場計算步驟如圖4 所示。首先從流場提取聲源信息，再進行流場網(wǎng)格到聲場網(wǎng)格的插值，最后進行流致噪聲計算。

圖4 聲場計算流程Fig.4 Flow chart of sound field calculation

2.4 噪聲測試試驗

通過開展閥門相關(guān)試驗來驗證仿真計算結(jié)果。噪聲檢測裝備和試驗裝置為功率放大器（PM 0084，深圳市美格信測控技術(shù)有限公司）、傳聲器（GRAS 46BD，丹麥）和采集卡（NI 9250，美國）提供電源，將傳聲器安裝于指定位置測量噪聲。試驗系統(tǒng)如圖5 所示。

圖5 試驗系統(tǒng)示意Fig.5 Schematic diagram of experimental setup

3 結(jié)果分析

3.1 流場結(jié)果分析

非穩(wěn)態(tài)流場計算結(jié)果如圖6 所示。

圖6 2 mm 孔徑閥球非穩(wěn)態(tài)流場Fig.6 Unsteady flow field of V-shaped ball regulating valve with 2 mm bore

由圖6（a）可見，流體經(jīng)過V 型球的節(jié)流作用以后在閥球小孔處引起流體的脈動，出現(xiàn)流速突然增大的現(xiàn)象。在閥球小孔處，脈動現(xiàn)象明顯，隨著流動發(fā)展流速趨于平緩。由圖6（b）可見，經(jīng)過V 型球節(jié)流后的流體壓力損失嚴重，壓力劇烈下降。由圖6（c）可見，流體在經(jīng)過V 型球后，形成了大量漩渦，這些漩渦是導(dǎo)致噪聲產(chǎn)生的主要原因。

3.2 內(nèi)聲場分析

求解內(nèi)聲場的步驟是將非穩(wěn)態(tài)流場的計算結(jié)果，通過積分插值得到時域的聲源信息，再通過傅里葉變換，將時域聲源轉(zhuǎn)化為頻域聲源。在ACTRAN 商業(yè)軟件中對模型進行如圖7 所示的設(shè)置。聲音會經(jīng)過管道并沿管道模態(tài)面?zhèn)鞑?，管道模態(tài)面為無反射邊界，加長的聲傳播區(qū)是用于模擬聲音在管道中傳播。為保證能夠?qū)⒙曉葱畔⒉逯档铰晥鼍W(wǎng)格上而不發(fā)生數(shù)據(jù)遺漏，聲場網(wǎng)格需要保證每一個波長范圍內(nèi)至少有6 個網(wǎng)格。

圖7 內(nèi)部聲場計算模型Fig.7 Internal sound field calculation model

為比較內(nèi)部聲場不同部位噪聲頻譜特性，需要設(shè)置監(jiān)測點。由圖6（c）可知，閥球小孔后有較多漩渦，而其他部位漩渦較少，所以設(shè)置如圖8所示的監(jiān)測點，在管道入口處設(shè)置監(jiān)測點IN，閥球小孔前設(shè)置監(jiān)測點M1，小孔后設(shè)置監(jiān)測點M2，管道出口處設(shè)置監(jiān)測點OUT。

圖8 內(nèi)聲場監(jiān)測點設(shè)置Fig.8 Internal sound field monitoring point setup

各監(jiān)測點聲壓級的頻譜曲線如圖9 所示。各點聲壓級隨著頻率的上升呈下降趨勢，高聲壓級頻率集中在0～1 200 Hz。點IN 處的聲壓級在多個頻段高于點OUT 處。對比M1 點和M2 點可以發(fā)現(xiàn)，M2 點的聲壓級在整個頻段均大于M1，在圖6 中V 型球后觀察到較大尺度的旋渦，這種聲壓級分布趨勢符合渦聲理論。

圖9 2 mm 孔徑V 型閥球內(nèi)聲場監(jiān)測點聲壓頻譜Fig.9 Sound pressure spectra of monitoring points in the internal sound field of V-shaped ball regulating valve with 2 mm bore

3.3 管道外部聲場分析

將聲固耦合作用引起的壁面振動（AWPF）以及流固耦合作用引起的壁面振動（TWPF）作為激勵加載到壁面上，可以計算得到外聲場分布情況，如圖10 所示，包括三維的聲傳播區(qū)、加載激勵的二維壁面、作為無反射邊界的二維無限元面以及監(jiān)測點E。

圖10 外聲場計算模型Fig.10 Calculation model of external sound field

壁面結(jié)構(gòu)的材料選擇316 不銹鋼，密度為7 930 kg/m3，楊氏模量為1.95×1011N/m2，泊松比為0.3，厚度為10 mm。圖11 為監(jiān)測點E 的聲壓頻譜，包括單獨加載AWPF 激勵、TWPF 激勵和AWPF，TWPF 共同激勵的結(jié)果。從圖11 可以看出，在點E 處，由AWPF 激勵引起的噪聲聲壓級在大部分頻段大于由TWPF 作用引起的振動噪聲。

圖11 2 mm 孔徑V 型閥球監(jiān)測點E 在各激勵下的聲壓級頻譜Fig.11 Spectra of sound pressure level at the monitoring point E of V-shaped ball regulating valve with 2 mm bore under various excitations

2 種激勵同時作用時，點E 的頻譜曲線由AWPF 激勵作用的噪聲主導(dǎo)。通過公式（7）可以得到由人耳聽感修正的A 計權(quán)聲壓級，由1/3 倍頻程聲壓級計算：

式中，Li為第i 頻程的聲壓級，由1/3 倍頻程計算得出；Ai為1/3 倍頻程下第i 頻程聲壓級的修正值，數(shù)值可從國際標準IEC 61672：2014 中查詢A 計權(quán)聲壓修正值表。

通過計算2 種激勵共同作用下的A 計權(quán)聲壓級，得到E 點處的A 計權(quán)聲壓級為109.79 dB（A）。作為對此外聲場計算結(jié)果的驗證，本文根據(jù)標準IEC 60534-8-3：2000 計算了相同工況和模型下的V 型球調(diào)節(jié)閥的外聲場噪聲，得到點E 處噪聲為111.02 dB（A），模擬結(jié)果與計算結(jié)果僅相差1%。此外，表2 為監(jiān)測點E 處試驗數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比，可見仿真結(jié)果與試驗結(jié)果誤差在1%以內(nèi)，仿真模擬結(jié)果是準確的。

表2 監(jiān)測點E 處試驗數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比Tab.2 Comparison of experimental data and simulation data at monitoring point E

4 開孔參數(shù)影響

由圖6（c）可知V 型球后產(chǎn)生大量渦，導(dǎo)致渦流噪聲。在保證調(diào)節(jié)閥流通能力基本不變的前提下，對V 型球開孔參數(shù)對噪聲的影響進行了探究。方案1 為將原來2 mm 的孔徑增大到2.4 mm（見圖12），方案2 則是從閥球側(cè)面開V 型孔（見圖13）。

圖12 2.4 mm 孔徑閥球Fig.12 Valve ball with 2.4 mm bore

圖13 側(cè)面V 型孔閥球Fig.13 Valve ball with V-shaped bore at the side of the ball

根據(jù)GBT 17213.2，為保證不同方案的閥門流通能力相同，通過FLUENT 軟件對3 種V 型球進行流場分析。穩(wěn)態(tài)流場模擬模型選用標準k-ε模型，閥門流通能力通過Kv值表示。Kv值計算公式為：

式中，Q 為常溫水的體積流量，m3/h；p1為閥前壓力，kPa；p2為閥后壓力，kPa；ρ為流體密度，kg/m3。

表2 為3 種V 形球調(diào)節(jié)閥不同開度下的Kv值，Kv值差異小于2%，2 種改進方案對閥門流通能力影響可忽略。

表2 3 種V 型球調(diào)節(jié)閥的開度及對應(yīng)的Kv 值Tab.2 Opening and Kv value of three V-shaped ball regulating valves

在邊界條件不變的情況下，2 種改進閥球閥門的流場Q 判據(jù)如圖14 所示。發(fā)現(xiàn)流體流經(jīng)閥球后，形成的漩渦有所減少，尺度也相對減小。根據(jù)渦聲理論，初步判定該改進方法可以降低流致噪聲。

圖14 Q 判據(jù)對比（Q=4.7×107）Fig.14 Comparison diagram of Q criteria（Q=4.7×107）

由圖15 可知閥門內(nèi)流場4 個監(jiān)測點中M2 處聲壓最大，故比較改進前后M2 點處內(nèi)聲場聲壓級情況。從圖15 中可見，閥球改進后的2 種閥門噪聲在0～8 000 Hz 頻段均呈現(xiàn)下降趨勢。對于2.4 mm 孔徑閥球來說，整個頻段上的噪聲聲壓級比改進之前總體較小，峰值噪聲頻率有所偏移。對于側(cè)面V 型孔閥球來說，在0～4 000 Hz 頻段降噪幅度較小，噪聲聲壓級基本與改進前持平。在4 000～8 000 Hz 頻段，降噪效果較為明顯。

圖15 3 種V 型球調(diào)節(jié)閥M2 點內(nèi)聲場聲壓級Fig.15 Sound pressure levels of internal sound fields at M2 point for three V-shaped ball regulating valves

由圖11 可知外聲場監(jiān)測點的聲壓級在大部分頻段都由AWPF 激勵主導(dǎo)，但是考慮到分析的準確性，分析外聲場監(jiān)測點頻譜特性時，仍同時考慮了AWPF與TWPF兩種激勵共同作用下的結(jié)果。圖16為監(jiān)測點E處的3種閥球閥門的聲壓級對比?？梢钥闯?，側(cè)面V 型孔閥球在整個頻段的聲壓級均低于改進前，有一些峰值聲壓級較高，但是并不明顯且數(shù)量較少。2.4 mm 孔徑閥球在整個頻段內(nèi)的聲壓均低于改進前，只有少部分頻率的峰值聲壓有所上升。經(jīng)過式（7）計算出2.4 mm 孔徑方案閥球在E 點處的聲壓級為99.23 dB（A），側(cè)面V 型孔閥球E 點處的聲壓級為98.42 dB（A），相對于改進前的109.79 dB（A），監(jiān)測點E 處聲壓級均下降了約10 dB（A）。

圖16 3 種監(jiān)測點E 處的聲壓級Fig.16 Sound pressure levels at E point for three V-shaped ball regulating valves

5 結(jié)論

（1）高聲壓級頻率集中在0～1 200 Hz，在整個頻段上AWPF 作用對噪聲占主導(dǎo)貢獻。

（2）閥門V 型球后產(chǎn)生大量渦，是主要的噪聲源。

（3）在不改變V 型球調(diào)節(jié)閥流通能力的前提下，根據(jù)渦聲原理，提出了兩種降噪優(yōu)化方案，閥門的外聲場噪聲下降了約10 dB（A），本文的研究為低噪聲V 型球調(diào)節(jié)閥的設(shè)計提供了計算方法和優(yōu)化方向。