内部湍流作用下调节阀外噪声的预测

孙长周、于新海、宗新、赖焕新

(1.华东理工大学承压系统与安全教育部重点实验室,上海200237)

(2.苏州德兰能源科技股份有限公司,苏州215143)

摘要:本文计算了某型号流量调节阀在内部湍流作用下通过阀门壳体向外传播的噪声.通过内部湍流流场的计算,提�崳娙×四诒诿娲Φ耐牧髀龆�压力(TWPF),再采用声比拟方法计算得到内部声场并提取内壁面处声压(AWPF),随后将者作为激励源加载到外'声场计算的声振模型中来求解阀门外部声场.研究分析了外部监测点的声压级频谱曲线,提出了一种基于结构改造的降噪方案,并通过数值模拟计算验证了该方案的降噪效果。

关键词:流量调节阀;湍流;壁面压力脉动;结构改造

引言

调节阀在工业管路系统中应用十分广泛,其产生的噪声也是管路系统噪声的重要成分。由于调节阀中节流过程加剧了湍流的不稳定性,它与阀门结构之间的流固耦合可引起新的扰动,因此成为管路系统中的高噪声源。相关研究表明,在大型管道系统的调节阀附近,噪声可达100分贝左右。这种高噪声水平一方面危害在此环境下工作人员的身心健康,另一方面噪声伴随的剧烈振动加剧了调节阀及其邻近管路的损坏,使工业生产及人员安全面临风险。基于声比拟理论的噪声计算方法因简单实用,近年来也被应用在阀门噪声的计算研究中,并且取得了一定成果但是目前有关阀门噪声的这一类研究大多集中在内部流场和声场的计算模拟,而考虑阀门壳体从内部流动到外部声场的耦合计算的研究目前尚未见到公开的文献报道。因此,本文以热力发电机组中的某型号流量调节阀为研究对象,考虑流致振动噪声产生的两重机理,采用大涡模拟与声比拟方法,计算研究在内部湍流作用下由壁面结构振动产生的向外传播的噪声,并研究其降噪方案。

1 计算方法描述

大涡模拟的控制方程由完全Navier-Stokes方程经滤波得到。以不可压流动的动量方程为例,滤波结果如下:

其中Tij为亚格子尺度应力,表示为:

(2)

式中,顶部符号“一”表示空间平均,变量P、u、p及u分别表示密度、速度、压力和运动黏度。本文大涡模拟采用WALE模型。

阀门内部的噪声通过Lighthill声比拟方程计算:

(3)

其中Tij为Lighthill应力张量:

(4)

式中c_o和e_ij分别表示当地音速和黏性应力张量。

2 研究对象及计算方案

2.1 研究对象

本文计算的流量调节阀应用干火电或核电机组给水泵管路中,用来防止给水泵过热或气蚀,其三维结构及盘片如图1所示,主要由阀座(ValveSeat)、阀盖(ValveDeck)、阀杆(ValveRod)和盘片(Disc)构成,采用图示环形对冲式盘片实现逐级降压目的。

图1 调节阀三维结构及盘片模型

2.2 流场计算方案

抽取阀门内流道作为流场计算区域,包括入口管道、上阀腔、盘片、喉部、下阀腔和出口管道。如图2所示,在ICEM中进行流场网格的划分。考虑到阀门流道结构的复杂性,本文采用非结化构网格,最终生成的网格总数约为307万。

边界条件的设置列于表1。稳态初场的计算采用标准k-ε湍流模型,残差收敛指标为10-5,从监测的残差曲线可以看出计算已充分收敛。为了解析小涡的时间尺度,本文非定常计算的CFL数取值约为1.6,对应的时间步长设置为2X10-5s。计算达到20000物理时间步时监测点压力呈现为较稳定的波动,此时进出口流量误差小于0.1%,可认为阀门中的流动已达到充分发展。输出后续5000步非稳态流场计算结果,作为声场计算的声源信息。

图2流场计兑的非结构网格模型

表1 流场计算边界条件设置

2.3 声场计算方案

流场旋涡产生的噪声辐射到固体边界,通过声固耦合作用引起固体壁面结构振动进而产生噪声,此类引起固体结构壁面发生振动的激励称为声壁面压力脉动(AcousticWallPressureFluctuation,AWPF)另一方面,湍流直接作用在固体壁面结构,通过流固耦合作用,也可引起固体壁面结构的振动进而产生噪声,此类引起固体结构壁面发生振动的激励称为揣流壁面压力脉动(TurbulentWallPressureFluctuation,TWPF)。

由于两种作用导致的阀门结构壁面的变形往往很小,不足以引起流场的较大变化,因此均不考虑阀门结构壁面变形对流场的反作用,即认为耦合作用都是单向的。

图3 调节阀噪声的产生机理

图3给出了流体流经调节阀时上述两种噪声产生机理的作用下阀门壁面结构产生振动向外传播的噪声的流程和路径。其中AWPF的求解分为两步,首先是将计算得到的流场信息进行声源转换并插值到声学网格中,然后再进行阀门内部声场的求解,进一步提取得到阀门内壁面处的声压。TWPF的求解则相对简单,直接提取阀门内壁面上计算得到的湍流脉动压力将其插值到声场网格中,再通过离散傅�崳娎镆侗浠坏玫侥诒诿娲ζ涤虻穆龆�压力。

3 计算结果分析

3.1 内部流场计算

图4是非稳态计算得到的速度、压力云图及Q判据图。从图4(a)、(b)可以看出,该流量调节阀的最大速度以及最大压力降都集中在盘片位置,印证了环形对冲式盘片所起到的逐级降压的作用。从Q判据图4(c)中可以发现,在该调节阀内部特别是下阀腔部位存在较大尺度的旋涡,它们与噪声的关系将在后文进一步说明。

3.2 内部声场计算

根据内流场非稳态计算的结果求解声源,并采用积分插值方法将其插值到声场网格中得到时域的声源,再进行离散傅里叶变换得到频域的声源。插值所需的声场模型如图5所示,声场模型包含声源�崳娗�域、声传播区域和管道模态面,其中声源区域用于提取声学计算所需的流场信息,两端的管道模态面作为声学计算的无反射边界条件,模拟声音在无限长管道中的传播。

根据奈奎斯特采样定律,可以还原的声场的最高频率为采样频率的一半。当时间步长为2X10-5s时,理论上可以还原的声场的最高频率为25000Hz,本文考虑到时间及计算资源的限制,初步计算的声场的最局频率为5000Hz,最小频率和频率间隔均取100Hz,且采用的声场网格尺寸也满足每个波长至少6个网格的声学计算的基本原则。

(a)速度(单位:m/s)

(b)压力(单位:Pa)

(c)涡的Q判据(Q=2x106)

图4非稳态流场计算结果

图5 内部声场计算的三维模型

为了对比分析调节阀内部不同位置的噪声大小和频谱特性,在盘片和喉部分别设置监测点A和B,在下阀腔内设置C和D两个监测点,位置如图6所示。

图6 内部声场计筧的监测点设置

图7为计算得到的调节阀内部不同部位监测点声压级SPL随频率/变化的曲线。从图7中可以看出调节阀内部声压级随着频率的增大呈整体下降趋势,且在盘片及喉部两个位置声压级较大。另一方面,调节阀下阀腔位置监测点的声压级在1100Hz和2200Hz等频率附近存在较为明显的波峰。由于在图4中曾观察到下阀腔内出现的较大尺度的旋涡,因此两者可能存在因果关系,这种关系符合涡声理论的解释。

图7 内部監测点声压级频谱曲线

3.3 外部声场计算

将计算得到的两种壁面压力脉动AWPF和TWPF加载到如图8所示的阀门外声场计算的声振模型中,进行阀门外声场的求解。声振模型包括阀门壁面结构、声传播区域和无限元面三个部分。其中阀门壁面结构用于加载噪声计算的两种激励,同样采用积分插值方法,其材料参数的设置如表2所示。声传播区域用于计算声音在阀门外部的传播,无限元面则用于设置声学无反射边界条件,模拟声音在阀门外部无限空间的传播.在阀门外部设置观察点G用于输出此位置的声压级频谱曲线。

图8调节阀外部声场计算的三维模型

表2 调节阀壳体材料参数

图9给出了调节阀外部观察点G分别在AWPF单独作用、TWPF单独作用以及AWPF与TWPF共同作用三种情况下的声压级频谱曲线,从图中可以看出频率在5000Hz下的声压级已降至人耳所能听到的最小声压级20dB,故本文只计算5000Hz以下的频率段的声压级是合理的做法。在本文计算的基础上,采用声压级衰减公式计算得到标准位置的声压级为90.29dB。根据调节阀噪声的IEC60534-8-4标准,可以计算得到该流量调节阀在8片通流盘片、100%流量工况条件下的外部标准位置声压级为86.38dB,二者误差在4dB以内。图9结果可以看出,本文研究的调节阀的外部噪声是两种噪声产生机理共同作用的结果。在800Hz以下的低频段,TWPF的贡献占主导,而在800Hz以上的频率段,AWPF的贡献占主导,且二者共同作用下的声压级与较大者接近。图9中三条声压级频谱曲线均在1100Hz频率下的声压级出现了最大值，结合图4和图7的结果推测该调节阀外部噪声的最大声压级可能来源于下阀腔部位存在的大尺度旋涡。

图9 外部监测点声压级频谱曲线

4 下阀腔添加多孔内芯的降噪方案

考虑多孔结构对流固干涉的削弱作用，本文在该调节阀下阀腔位置加入多孔内芯(如图10所示)，试图破坏此位置存在的大尺度旋涡，并探究其降噪效果。该多孔内芯的轴向和周向分别布置5和16个直径均为3mm的孔，且孔距和孔径满足下列关:

图10 下阀腔添加多孔内芯的改造方案

4.1 内流场结果

结构改造后的调节阀流场计算同样采用表1中的边界条件。图11为结构改造前后涡结构的Q判据图，可以看出改造后的调节阀在下阀腔位置的大尺度旋涡由干受到多孔结构的影响被分解为了较小尺度的旋涡。

改造前后调节阀流场主要参量的变化如表3所示，由于多孔阀座增加了流体阻力，最大流速及流通能力均有所下降.

表3 结构改造前后流场主要参量比较

4.2 内声场结果

在结构改造后的调节阀内部同样按图6方式设置监测点并输出声压级频谱曲线，如图12所示。对比分析图12与图7结果可以看出，改造后的阀门

内部各监测点声压级在各频率段都有不同程度的减小，但多孔流道处的声压级反而有所增大，特别是4000Hz以上的高频段.另一方面，结构改造后的声压级频谱曲线的波峰有明显减小。

图12 结构改造后的内部监测点声压级频谱曲线

4.3 外声场结果

图13所示是结构改造后的外部监测点声压级频谱曲线,与图9结果相对比,可以看出结构改造使得两种噪声产生机理的作用效果发生变化,声压级频谱曲线的峰值频率有一定的偏移,并在约4700Hz频率下多出了一个波峰,此波峰的产生源可能是多孔流道的节流作用。结构改造后的最大声压级有明显的降低,从而验证了该降噪方案的可行性。

图13 结构改造后的外部监测点声压级频谱曲线

5 结论

本文针对一种流量调节阀,由内而外地计算了在内部湍流作用下产生的向外传播的噪声,并提出了一种基于阀座改造的降噪方案。计算结果表明,调节阀的外部噪声是AWPF与TWPF共同作用的结果。对于本文计算的调节阀,在ƒ<800Hz时TWPF对噪声的贡献占主导,而ƒ>800Hz时则是AWPF�崳姷墓毕渍贾鞯肌６员确治瞿谕馍�场及流场的计算结果发现,外部监测点的最大声压级来源于下阀腔位置的大尺度旋涡而在下伐腔内添加多孔内芯可以有效地降低声压级频谱曲线的峰值。