高温高压过热蒸汽疏水阀消声减振研究

李树勋， 赵子琴， 张云龙

（1.兰州理工大学 石油化工学院，兰州 730050；2.机械工业泵及特殊阀门工程研究中心，兰州 730050；3.甘肃红峰机械有限责任公司，甘肃平凉 744000）

蒸汽疏水阀作为蒸汽系统凝结水回收利用的重要节能元件，起着阻汽通水排空气的重要功能。但在高温高压过热蒸汽的管道系统中通常只有极少量的凝结水产生，高温高压过热蒸汽疏水阀此时的主要作用在于排除过热度达不到要求的过热或饱和蒸汽。由于蒸汽疏水阀内部结构复杂，流道具有典型的节流特征，在其启闭瞬间介质的流态是典型的高速湍流，不可避免地在阀内产生压强脉动，诱发管道系统振动同时产生噪声［1，2］。

以我们与甘肃红峰机械有限责任公司合作的蒸汽疏水阀及实际工况参数为实例进行研究，通过计算流体力学中常用的有限体积法分析了蒸汽疏水阀在启闭瞬间湍流流场及非定常流的激振特性。同时利用节流降压原理设计了蒸汽疏水阀的消声器元件，并对其进行频谱分析，仿真试验结果与理论分析相吻合，为下一步开展管道系统噪声的治理工作奠定了基础。

1 启闭瞬间湍流激振特性分析

高温高压过热蒸汽在疏水阀启闭瞬间的流动可以看成是由多尺度不规则涡流叠合而成的湍流，其流场由Navier－Stokes（N－S）方程控制，可采用直接数值模拟和非直接数值模拟方法处理，直接数值模拟可以给出所有湍流脉动，对噪声的分析十分有利，但对计算机计算能力有非常高的要求，目前难以实现。非直接的时均化处理方法可给出时均压强、速度及涡流强度，对湍流诱发振动和噪声的分析有重要意义，但时均化数值模拟缺乏频普分析，在流场计算中丢失了与振动、噪声紧密相关的时域和频率信息；而非直接的大涡模拟将湍流场中的涡流分为不同尺度的涡流，湍流输运方程中既包含大尺度脉动也包含小尺度脉动，大尺度湍涡可用数值计算方法直接求解，小尺度湍涡对大尺度湍涡的作用可通过亚格子模型使方程封闭，大涡模拟所得的湍流有利于分析其频谱特性［3－6］。本文通过时均模拟和大涡模拟两种方法对高温高压过热蒸汽疏水阀启闭瞬间湍流的非定常流体激振特性进行分析。

1.1 计算域的二维网格划分

由于阀的节流特性，流体通过此处压强与速度变化剧烈，产生强振动和高噪声［7－8］，因此将计算域取为蒸汽疏水阀的节流口区域，下游的蒸汽流动变化剧烈，为使流动充分发展，将下游管道纳入其中，保留较长的下游管段，从而得到较准确的分析结果。进口与出口管段采用四边形结构网格划分，阀节流处采用三角形非结构网格，为了提高计算精度，将节流口处网格细化处理，网格二维计算域如图1所示。

图1 计算域网格划分Fig.1 Grid of calculation zone

1.2 基于时均的湍流诱发振动与噪声分析

采用Fluent软件的Simple算法和k－ε两方程湍流模型进行计算，运用的几何参数和流体介质参数均按红峰公司实际参数给定。阀体流道内径100 mm，节流口等效内径24 mm，阀前流体入口压强为8 MPa，出口压强为1.5 MPa，进口流量为30 t/h，温度为300℃，相应的介质密度为42.04 kg/m3，粘性系数为1.97×10－5kg/（m﹒s）。时均湍流计算得到的流场示于图2，其中介质压强、速度的变化及涡流强度峰值的区域给流体激振、噪声强弱程度分析及声源位置的确定提供了重要信息。

图2 基于时均方程的流场计算结果Fig.2 Calculation results of flow field based on time－ average equation

图2（a）、图2（b）示出过热蒸汽疏水阀启闭瞬间流道内压强和速度的云图分布，图2（c）为节流口局部区域速度矢量放大图。由于阀的节流比高达0.24，最低压强和最高流速出现在节流口及下游附近，该区域其雷诺数高达Re=ud/υ=2.1×107，远大于湍流判定值5×105，流动呈现强烈的湍流流动。图2（d）示出蒸汽疏水阀流道内的涡流强度分布，从图中可以清晰的看出，流场内的主要涡流位于从节流口至下游区域，而且在节流口下游附近涡流强度较高，节流口下游通流截面扩大使得蒸汽呈喷射状湍流，同时喷射湍流区有较多的不规则涡流，然后沿流动方向慢慢耗散，流动渐趋于平稳。

为了更清楚的说明这一现象，绘出了第200个时间步长，即t=0.2 s时x轴（介质流动方向）上流体介质的压强和涡流强度，分布示于图3。

从图3中可以看出，节流口附近及节流等效直径7倍的下游附近区域是其分界点1、2，节流口分界点1左边压强急剧下降，涡流强度呈现明显跳跃，分界点1右边压强迅速上升，涡流强度急剧下降；分界点2左边压强较平稳下降，右边压强渐趋稳定，涡流强度同时也趋于稳定。这就说明节流口湍流区存在不规则小尺度旋涡的大幅耗散，形成类似卡门涡街尺度的涡流，并沿介质流动方向逐渐呈减弱趋势［9－10］。节流口区域流动变化最为剧烈，正是振动和噪声的源头所在。

图3 t=0.2 s时x轴流体参数分布图Fig.3 Distributions of fluid parameters at time of 0.2s on x-axis

通过以上分析得知，涡流强度的高低指出了流体诱发振动的强弱程度，同时给出了蒸汽涡流诱发振动和噪声的重要区域。湍流喷注是流体参数（压强、速度）随时间变化的非定常流动，这种强烈的非定常流动特性是振动和噪声的根源，为阀门流体介质诱发振动与噪声的分析提供了重要依据［11－12］。时均湍流分析给出了涡流的分布和涡流强弱程度，仅反映了声源能量分布的强弱趋势，但时均分析不能给出声源的频率特性。在节流口及下游附近区域内湍流形成的不规则压强脉动和涡流均产生声波，当声波的主导频率和湍流激振频率相同或相近时，将产生强烈的声共振，发出刺耳的噪声［13］。若声共振频率和结构的频率相接近，可能出现大幅度的振动并导致管道系统的严重破坏［14］。由于湍流时均分析未能给出湍流的频谱信息和气流的频率信息，因而在声共振分析中存在缺陷。而大涡模拟所得的湍流解中有相当丰富的频率特性，广泛应用于工程实际中的噪声预测，特别是高马赫数湍流噪声问题。

1.3 基于大涡模拟的湍流诱发振动和噪声分析

大涡模拟将湍流物理量滤波分解为主要决定湍流特性的大尺度涡和起耗散作用近似于均匀各向同性的小尺度涡。大尺度涡可进行直接计算，而小尺度涡采用亚格子应力的封闭模式进行模拟。经滤波后，大涡模拟瞬态方程表示为：

大涡模拟的计算利用前面湍流时均分析结果为计算初值，时间步长设为0.1 ms，计算结果如图4所示。由于保留了时间项，输出数据量极大，图中所示为第220个时间步长，即计算开始后的第0.22 s时刻的数据。

图4 t=0.22 s时的湍流大涡模拟流场计算结果Fig.4 Calculation results of flow field for LES at time of 0.22 s

对比图2，从图4中可以看出，从阀门进口至阀门节流口部分，大涡模拟瞬态流场的压强分布和速度分布与时均计算结果基本一致，但在节流区域之后，瞬态流场与先前时均计算所得的流场流态有了较大的区别，压强分布不再是由低到高的规则分布，在局部出现了高压与低压，尤其在节流口等效直径7倍附近处出现最低压强，该区域存在大小不一的涡流，之后沿着流动方向渐趋消失，流动逐渐趋于平稳。

在时均模拟与大涡模拟中压强分布、速度分布差异的主要原因是时均模拟在时均值处理过程中把重要的时间性给抹杀了。而大涡模拟把包括脉动在内的湍流瞬时运动通过滤波方法将大尺度涡对平均流动产生比较明显的影响，小尺度涡通过非线性的作用对大尺度的运动产生影响。

1.4 振动和噪声源的频谱分析

为了进一步观察主要振源和噪声源区域内湍流的参数特征，设置了7个主要观测点（沿x轴垂直方向1 m处）。由前分析知涡流主要存在于节流口及其下游区域，为此将图1沿流体流动方向设置七个监测位置A（200 mm，1 500 mm）、B（250 mm，1 500 mm）、C（300 mm，1 500 mm）、D（350 mm，1 500 mm）、E（400 mm，1 500 mm）、F（450 mm，1 500 mm）、G（500 mm，1 500 mm）作为脉动数据分析点，通过软件输出这些点的压强脉动数据。

作为实例，图5（a）显示了t=0.024 s～0.044 s时间段在D点处的压强脉动计算结果。图5（b）是通过傅里叶变换将压强脉动转化为声压的频谱图，充分显示了湍流喷注的固有频率，当转换为1/3倍频带谱（如图5（c）所示）可以清楚的看出在1 500 Hz－2 500 Hz频率范围声压超过170 dB。通过同样的方式对其它观测点进行频谱分析，将所得数据进行统计和分析，得出声压超过170 dB的频率范围主要分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz。

图5 监测点的压强脉动及声压频谱Fig.5 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

2 蒸汽疏水阀消声器设计

通过对高温高压过热蒸汽疏水阀流体激振特性的分析，结合现场情况，设计选用节流降压消声器。由前分析知，产生振动、噪声的诱因主要是节流口处产生的高压降，因此利用节流降压的消声原理通过多级节流层串联把原来蒸汽的高压降逐级分散成若干个小的压降，即由压强突变改为压强渐变。声波在每一空腔经过节流孔后进入另一空腔，每级降压后的流体在扩展面上得以完全膨胀，声能得以充分消耗，从而得到较大的消声量。

2.1 确定消声器节流级数

消声器的节流降压级数由所需压降决定，级数过多，消声器结构复杂、不易加工；级数过小，消声效果不明显。因此要合理、适当选取降压级数。过热蒸汽在消声器中的节流降压可视为等焓过程，各级压强可按几何级数下降关系确定，即：

式中：Pn为第n级节流后的压强；Ps为第一级节流前的压强；q为压降比，且q≤1，对于过热蒸汽q取为0.546；n为节流级数。

2.2 确定消声器各级通流截面积

消声器的通流截面积可根据气态方程、连续性方程和临界流速公式求得，第一级通流截面积计算式为：

式中：S1为节流降压第一级通流面积，cm2；C为不同介质修正系数，过热蒸汽C取为13.4；μ为保证气流流量的截面修正系数，工程上通常取1.2～2；G为蒸汽流量，t/h；V1为第一级节流前蒸汽比容，m3/kg；第一级通流面积确定后，其余各级通流面积可按与比容成正比的关系确定，工程上简化计算式为：

为了不影响蒸汽的排放量，消声器的各级节流孔板不但应有足够的通流面积，还应有充足的扩容腔，通常每级开孔总通流面积应大于前一级通流面积的1.5倍－2倍，并且要求实际设计的节流面积与计算的节流面积误差小于5%。

2.3 确定消声器节流孔数

节流孔数由所需的通流面积和节流孔的直径决定。对于节流装置，孔径一般在10 mm～30 mm之间选取，但在工程实际中，以不超过10 mm为宜。根据节流降压原理，所设计各级节流孔的孔径应逐级减小且每一级节流孔应均匀、对称分布。根据加工需要，消声器各级节流层的实际孔数可能略有增加，但对计算结果没有影响。

2.4 确定节流孔的孔心距及节流层间距

孔心距由孔径比和孔径的乘积确定，在生产实际应用中，孔心距通常取孔径的5倍－10倍，为了避免蒸汽扩散后再汇合成大的喷注噪声而产生混合喷注噪声，孔心距可取更大［15］。

相邻节流层的间距应大于15倍的孔径，以保证节流后的流体有足够的扩容腔，从而避免产生的二次噪声通过下一级小孔传播出去，同时保证消声器的安全性［16］。

2.5 确定节流降压消声器参数

节流降压消声器必须有足够的强度和好的加工质量，因此材料选用1Cr18Ni9Ti奥氏体不锈钢板，其壁厚须满足消声器周向及轴向应力设计要求。由于消声器在阀体中的位置受到限制，不能保证有足够的通流截面积和扩容腔，但为了避免产生二次噪声，保证有较好的消声效果，本消声器将节流层的小孔分布为正三角形列阵，使相邻列的小孔有相同旋转角度，即后一列相对于前一列旋转60°，从而形成由各列小孔组合而成的螺旋孔，使通过消声器的蒸汽介质形成螺旋流，进而增加了声波反射和声能损耗，这样既满足了蒸汽疏水阀整体结构又保证了有足够的流体扩容腔。消声器三维造型如图6，该结构既利用了孔口消能，又利用了螺旋流消能。通过能量守恒计算得到进入消声器的流体压强为6.05 MPa，同时利用给定的流量、温度等参数，确定消声器的结构设计参数如表1示。

图6 消声器示意图Fig.6 Schematic diagram for muffler

表1 节流降压消声器各设计参数Tab.1 Design parameters of throttle step-down muffler

3 消声器的消声分析

3.1 消声器的消声量计算

节流降压消声器的消声量可按临界降压估算式确定，即：

式中：P1为进入消声器的入口压强，（kg/cm2）；P0为环境压强，（kg/cm2）；n为节流层数；a为修正系数，其实验值为0.7～1.1。由式（6）计算得到本消声器的消声量达到 26.7 dB（A）。

3.2 消声器的频谱分析

由Lighthill声比拟理论和前面大涡模拟计算结果，应用FW－H方法对消声器内流场进行湍流噪声的数值预测。为了与前面阀门噪声频谱图及消声量的计算结果作对比，图7（a）是声压场D接收点的声压脉动曲线，然后对其进行快速傅里叶变换得到湍流噪声的声压频谱图。

图7 监测点的压强脉动及声压频谱Fig.7 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

对比图5，从图 7 可以看出，t=0.024 s～0.044 s时间段监测D点的压强脉动和声压频率有了明显的降低。两频谱图显示的对比结果即为式（6）计算的消声值，其结果基本一致，出现偏差主要是由于大涡模拟综合考虑了湍流流场的动态特性（流速、压强的瞬态变化），综合分析可知，仿真试验结果与理论计算是相吻合的，声压频谱监测图对理论分析提供了准确的参考价值。另外从图7可明显看出，蒸汽经过消声器后噪声频谱特性有所变化，噪声峰值频率有所升高，主要是由于所设计消声器的外层孔径为2 mm，类似于小孔喷注层，起到了小孔移频的功效。

4 结论

通过Fluent软件平台完成过热蒸汽疏水阀启闭瞬间阀内湍流流场诱发振动与噪声的数值分析。分析结果表明，由于阀的高节流比，高温高压过热蒸汽在节流处及下游附近产生高压降，形成强烈的湍流，这些不规则的非定常湍流是诱发振动和噪声的主要根源。非定常的湍流频谱特性可通过大涡模拟揭示，对于流体激振和声共振分析具有重要意义。将流场内湍流形成的压强脉动转化为声压频谱，发现主要噪声源的声压频率分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz范围内。另外利用节流降压原理，设计了节流降压消声器，对消声器节流层结构尺寸进行了合理的设计，使其既满足消声性能的要求，又满足减小体积、节省材料的目的。通过Lighthill声比拟理论和FW－H方法对蒸汽疏水阀和消声器内的湍流流场进行频谱分析，仿真试验结果与理论计算结果相吻合，进一步证明了所设计的消声器有良好的消声性能，能够满足生产实际使用。

［1］尹忠俊，岳恒昌，陈 兵，等.基于统计能量法的排气管道系统的振动和噪声分析与研究［J］.振动与冲击，2010，29（2）：159－162.

［2］张广成.电站高温高压蒸汽大管道振动治理［J］.振动工程学报，2004，17（8）：1131 －1133.

［3］ Bazilevs Y，Calo V M，Cottrell J A，et al.Variational multiscale residual-based turbulence modeling for large eddy simulation of incompressible flows［J］.Comput.Methods Appl.Mech.Engrg，2007，19（7）：173 －199.

［4］Afonso M，Celani A，Festa R，et al.Large-eddysimulation closures of passive scalar turbulence［J］.J.Fluid Mech，2003，496：355 －358.

［5］Fotini V，Robert L，Joel H.A theory for the subfilter-scale model in large-eddy simulation［R］.Stanford：Environmental Fluid Mechanics Laboratory，2000.

［6］Berselli L C，Traian I.A higher-order subfilter-scale model for large eddy simulation［J］.Journal of Computational and Applied Mathematics，2003，159：411 －430.

［7］Youn C，Asano S，Kawashima K.Flow characteristics of pressure reducing valve with radial slit structure for low noise［J］.Journal of Visualization，2008，11（4）：357 －361.

［8］Smith Brouce A W，Luloff Brian V.The effect of seat geometry on gate valve noise［J］. Pressure vessel Technology，2000，122（4）：401 －407.

［9］（美）白莱文斯（Blevins R D）.流体诱发振动［M］.北京：机械工业出版社，1983：9－12.

［10］ Apte S V，Yang V.A large-eddy simulation study of transition and flow instability in a porous-walled chamber with mass injection［J］.J.Fluid Mech，2003，477：215 －224.

［11］李笑天，厉日竹，何树延.核反应堆流体诱发振动问题综述［J］.工程力学，2002，19（4）：155 －158.

［12］ Gabbai R D，Benaroya H.An overview of modeling and experiments of vortex-induced vibration of circular cylinders［J］.Journal of Sound and Vibration，2005，282：575 －611.

［13］徐 峥.核电站主蒸汽隔离阀气流诱发振动与噪声问题研究［D］.上海：上海交通大学核能科学与工程，2009.

［14］ Kim M S，Lee S K，Detection of leak acoustic signal in buried gas pipe based on the time-frequency analysis［J］.Journal of Loss Prevention in the Process Industries，2009，22（6）：990－993.

［15］张智辉，陈 军，王树宗，等.消声器内部流场的数值模拟［J］.振动与冲击，2006，25（6）：21 －24.

［16］胡素影，周新祥，郑文广.节流降压－小孔喷注消声器优化设计与模态分析［J］.辽宁科技大学学报，2009，32（2）：148－151.