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'mmm硕±学位论文’’....基于结构改造的最小流量循环阀i仑文iSS目噪声控制研究流体机械及工程:学科专业‘―:’计算流体力学::^導V硏究方向:_,電亡I....,.;.叫;|':论文作者m,马'赖焕新教授::J,指导教师,f??.-‘."?:i;%..2015420定稿日期;年月日
学位论文使用授权声明本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定,同意学校保留并向国家有关部口或机构送交论文的复印件和电子版,允许论文被查阅和借阅。本人授权华东理工大学可将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索,可W采用影印、缩印或妇描等复制手段保存和汇编学位论文。保密论文在解密后遵守此规定。论文涉密情况:^不保密□保密,保密期(年月_日至__年_月_日)___学位论文作者签名;指导老师签名;//'日期);>&年J月丢日日期;V玉年I月相
分类号;035密级:UDC:华东理工大学学位论文基于结构改造的最小流量循环阀噪声控制研巧指导教师姓名:赖焕新教授华东理工大学申请学位级别:硕±专业名称:流体机械及工程2020论文定稿日期:1日年4月日论文答辩日期20巧:年日月巧日学位授予单位:华东理工大学学位授予日期:答辩委员会主席:葛晓陵教授评阅人;杨波副教授苏永升教授
作者声明我郑重声明:本人恪守学述道德,崇尚严谨学风。所呈交的学位论文,是本人在导师的指导下,独立进行研究工作所取得的结果。除文中明确注明和引用的,。论文为本人亲自撰写内容外本论文不包含任何他人已经发表或撰写过的内容,并对所写内容负责。论文作者签名:7A互年3月曰
华东理王大学硕±学位论文第I页基于结构改造的最小流量循环阀噪齊控制研究摘要一本文W热力发电机纪的最小流量阀为研究对象,它般安装于火电或者核电机紀给水粟的末端。最小流量循环阀阀工作环境恶劣,且流道狭窄,是管路系统中主要的一噪声来源之。因此,研究最小流量阀内部流场及噪声控制技术,有着非常重要的意。义本文主要采用计算流体力学方法,研巧某火电机组给水累的最小流量循环阀,分H种阀口结构改析其内部流场和噪声特性,并根据流场变化规律和噪声源位置,提出。造方案,分析控制阀口噪声的可行性-远声场噪声特性首先基于大祸模拟与FWH方程相结合的声比拟方法,分析阀口。运用RANS雷诺时均方法对阀口流场进行稳态计算,得到流场特化然后,运用LESFLUENT声学模大祸模拟,计算阀口内部瞬态流场变化,并结合块对噪声场进行计算,得到阀口各工况的噪声值:。研究结果表明祸流噪声是该最小流量阀主要的噪声类型。且达到阀n内部最离速度和最大满流强度的盘片槽道和盘片出口区域是主要噪声源。一此外,阀口流场噪声是种宽频噪声。,且噪声低频部分能量较大,高频部分能量较小相同流量时,噪声随着阀口前后压差的增大而升高。对于相同进出口压差,噪声随流量的増大而降低。本文针对原型阀口的噪声特性,设汁了H种不同形式的改造方案,试图通过对滿流的控制达到控制阀口噪声的目的一。方案是针对阀口盘片进行倒角处理,经过改造后的计算结果表明:对拐角切圆角的降噪效果最优,沿盘片环向棱边上下切直角几乎达不到降噪效果。盘片的通流裕度对噪声的影响也是非常显著的。方案二是针对阀口出口段进行鼓形结构改造。结果表明:改造后的阀口出口管段能够消耗更多的瑞流脉动动能。出曰结构变复杂之后,加剧了阀口内部锅运动。然而,改造后的病量衰减率。大于改造前即改造后的出口管段消耗了更多的能量,从而抑制声音的传播,起到降噪的效果。方案H是在阀口出口段加入小化节流板。结果表明;孔板基本达到了分散来流的目的。孔板承担的压降越多,且孔板下游的锅量强度随着孔径的增大而増强,阀口远声场的噪声值越高。综合比较王种改造方案,发现通过控制噪声传播途径来降低噪声的方法更为行之有效。关键词;最小流量阀数值计算噪声模型;降噪措施;;
第II页华东理工大学硕±学位论文Shat-eModificaionfbrNoiseAttenuationofFlowRateControlValvepAbstract-Inthisapertheflowratecontrolvalveof也ethermoelectriceneratinsetisthestudp,ggyt-obec.Thevalvetttthtisusuallseaheermalornuclearowerwaersulum.Thejypppypp-envtttwhichiironmentoftheflowrateconrolvalveissooorandisflowahisnarrowtpp,shemainnoiseresourcesinl:heiess化m.Soitisverimortantandmeaninfultostudtheppyypgy-打owfieldandtechniqueofthenoisecontroloftheflowrat;econtrolvalve.In化isaerthepp,flowandacous-ticfieldofl:heflowratecontrolvalvewascalculatedbythecomputationalfluiddynamics,theruleofthe円ow行eldwasa打alyzed,thelocatio打of也e打oiseKsourcewasascertainedandthreelansofthevalvereconstructionwasraisedtocontrolthenoise.,pThefar-fie-ldnoiseofthe打owratecontrolvalvewascalculatedbasedontheacoustic-a打a.logyofLESa打dFWHformulainthisaerFirstltheflowfieldofthevalvewassteadppy,ycalculatedbRANStoetl;hecharacteristicof1:he円owfieldandthentheKsultsofyg,theileadcalcutiwassub巧iUUetotheLESasl:heintialvaluetooserthenstantchans:ylao打bveigeofthevalve打ow打eld.Atlasttheacousticfieldwascalculatedbtheacousticmodulein,y-FLUENT.Thestudresultsshows也atvortexnoiseisthemainformoftheflowratecontroylvalvethediscathandtheareaofthediscexitwhichreachthetovelocitandvortex,ppymanUideof化evalveistheiresourcesofthe打oise.MeanwhleebandofeSPLgii,化化of化evalveflow打oiseiswidethafstosaitisabroadba打d打oise.Theenerofthelow,y,gyfreuencarttilth.tiscomaravelareandehihfreue打cissmallWhenhe幻owisqyppyg,gqysamethenoisewillraisewiththeriseof化eressuredifere打cebetwee打valveinletandoutet.,plWhe打1:heressuredifferenceissame,thenoisewillbedownwithl:heriseoftheflow.pThreediferentcon巧ructionplansweredesignedaccordingtothecharaUeristicsoftheoriinalvalvetoCO打trolthevalvenoisethrouhl:heturbulencecon化ol.The打rstlanistoetggpgtheangelofthedisctheresultshowsthatchamferin1:heturninofthediscisthebestand,gg,thereisnoefectonthenoisebthechamferinalonthecircle.Andthediscflowabilitsyggyimoreeficienctothenoise.Thesecondlanistodrum.Ty1;hevalveexitieheresultsshowpppthatthevalveafteratenuationwillconsumemoreturbulenceenergy.A汽ertheconstructionof,theexitbecomescompexthevortexmovementwUlbemoreandmoresevere.Thatstosal,ytheexitafterattenuationCO打sumesmoreenertocontrota.Thigylhevlve打oisee化rdlanistop*化addtheorelate.Theresultsshowthattheoielaistodisersetheflowand也evortexppppp,manitudeafterthelateismoreandmorehiherwiththebierofthediameteroftheore.gpgggpAnd化emorepressure化attheporeplatebear,t;henoiseofdievalvewillbehigher.Ithaseffectonthenoiseattenuationtoreconstructthevalve.Throughcomparison,controllingnoisebythechaninthenoisebroadathismorefeasible.ggpF-wordsillltiilKe:lowrateCO打trolvalve.打umercacacuao打acoustcmodenoisey,,atte打uation
华东理工大学硕±学位论文第III页主要符号说明P密度C,化热容t时间&巧源热(巧性耗散项)UX方向上的速度矢量邱当地声速Vy方向上的速度矢量《(f)狄拉克函数WZ方向上的速度矢量亥维塞函数一-23乂第二粘度(般取/)T亚格子雷诺应为ij//动力粘度戶表压iV.声压M速度矢量U的散度p微元体上各方向上的体力T温度传热系数
第IV页华东理工大学硕±学位论文目录一章绪论第11.1课题背景、目的及意义11.2本文课题的研究现状21.2.1调节阀噪声的分类21.2.2调节阀流场的研究进展31.2.3调节阀噪声的研充进展41.3数值计算方法介绍51..31流体力学控制方程513.2.声学模拟理论及方程61.4本文的主要研究内容9第二章最小流量迷宫盘片阀口流场与声场分析基础102.1阀口流道几何模型102.2阀口数值模型建立122.2.1流场计算控制方程122.2.2网格划分132.2.3边界条件设置142.3本章小结51第H章原型阀口的数值计算结果分析163.1流场计算结果分析613.1.1最佳开度点的确定163.1.2流场分析613.2远声场噪声计算结果分析223.3本章小结25第四章最小流量阀结构改造方案274.1噪声控制基本原理274.2最小流量阀盘片结构改造方案及噪声场分析274.3最小流量阀出口段结构改造及噪声场分析334.4最小流量阀出日段孔板改造及噪声场分析384.5本章小结41第五章总结与展望4351.总结43
华东理工大学硕±学位论文第V页5.2展望44参考文献46致胃49附录攻读硕±学位期间发表的论文50
华东理王大学硕±学位论文第1页第一章绪论1.1课题背景、目的及意义随着现代科学技术的不断进步,阀口在工业、农业、国防、建筑、科研及人民生活wtl一等方面使用日益普遍,现已成为人类活动各个领域中不可缺少的通用机械产品。-套现代化的石油化工装置就需要上万只阀口一座现代化的住宅楼也需要上千只阀口P,一另方面,噪声污染与水污染、大气污染和废物污染并称为全球四个主要环境问题而噪声污染又包括交通噪声、工业噪声、建筑噪声^^及,1社会噪声。因此控制阀口噪声、研究切实可行的降噪方案对治理噪声污染,解决环境问题迫在眉睫。同时,阀口引起的噪声和伴生振动会对其性能产生影响,并且会造成阀口本身邻一近管路及设备的疲劳,从而降低其使用寿命,甚至可能引发安全事故。另方面,各国都投入巨资治理噪声,人们对噪声控制提出了更高的要求。调节阀通常是工业管路系统中的噪声源一,当压力降到定临界值时,容易引起气穴、气蚀等现象,并伴有流。体的噪声和振动因此,对阀口的内部流场进行数值模拟计算,并提出具备可行性的降噪措施有着非常重要的意义。近几十年来,阀口降噪问题被国内外学者广泛关注,也提出了许多行之有效的方案总的来说,阀口降噪可W从两方面着手,控制噪声源产生噪声和控制噪声传播途径,其中从源头控制包括;多级降压结构,运用扩散消音技术,采用迷宫型阀鬥等:、等;控制传播途毎包括增大管壁壁厚,在阀口下游管路加装隔声层消声器。然而,这些方法都只是从单方面入手进行研巧,并没有系统地比较降噪方案的利弊,因此,系统并且有效的降噪机理和方案研究至今仍然是很多中外学者的研究课题。本文W苏州德兰新能源有限公司所生产的最小流量循环阀为依托对象,该阀口主要运用火电或核电机组给水粟管路中,其工作流程管路如图1.1所示。n_^ ̄ ̄r松氧器a,'II<-N.1小淀醜/\1,一?给水累往窝压加热器图1.1最小流量阀工作管路图--Fig.l.1Theworkpipesystemof也eflowratecontrolvalve
第2页华东理王大学硕±学位论文 ̄ ̄图^巧阀口安装在给水系出曰支管上,连接至除氧器。给水累把水从除氧器里吸出送往锅炉。为防止给水累过热或气蚀,要求给水累的流量在任何情况下一个规定的安全流量都必须不小于某,也就是最小流量。当锅炉给水需要流量很小时,需及时打开最小流量阀一,把部分高温高压水由聚出口处回流到除氧器,保证给水累的安全运行。因此,最小流量阀长时间处于高温、高压的工作环境,对于闽口本身的损伤非常大,而对于最小流量阀的设计也要相当严格,必须确保其安全运斤。此外,。由于阀口几何尺寸偏小,流速较高,也是管路系统中产生噪声的重灾区基于上述阀口的研究现状及存在的问题,本文作者认为如果能通过分析最小流量阀的内部流场^,达到特征,找到阀口的噪声源,就可1^从源头着手改造阀口结构降噪目的。本文从不同方面设计了兰种降噪方案,比较不同方案间的优劣,分析阀口的降噪机理,并提一出个综合的。,可行的降噪方案1.2本文课题的研宛现状1.2.1调节阀噪声的分类调节阀噪声主要分为5大类,机械性噪声、端流脉动噪声、气蚀噪声、锅流噪声W及水鐘噪声。调节阀噪声的强度主要由其机械功率、结构参数、工作介质的种类决定。1)机械性噪声(机械性噪声(又称流激阀握振动)是由于介质流经阀口所产生的无规律的压力起伏导致阀口内部脉动压力发生剧烈变化,从而引起的噪声W及流体从上游带来的噪声。这种由振动賴翁所引起的机械噪声远小于空化噪声一,不足レッ产生严重的干扰,但是旦阀口损坏,机械噪声就会发生显著变化,或强度増大,或频谱特性完全被改变,从而发出尖锐則耳的噪音。2气蚀噪声()气蚀噪声是由于流体在流动过程中所产生的气穴或者气泡增大、爆破而导致的,又称空化噪声或气穴噪声。气蚀是由流体速度与脉动压力之间的能量转换引发,因此,防止气蚀发生的有效措施就是降低流体在阀口流道内的流速。在阀口的运行过程中一,阀盘的开闭过程具有节流作用,这过程使得阀口进出口皮差迅速增加,流速也随之増大。在阀n流道内的最化压力接近流体在该温度下的饱和蒸汽压时就会产生气泡,气泡随着流体流动,当气泡流出压力低区时,流速降低,。压力増大,气泡破碎产生噪声气泡还会与阀口发生碰撞,撞击会破坏金属表面的纯化膜覆盖层。在更新鈍化膜的过程中,母体金属被消耗,即产生气蚀。气蚀导致金属表面的磨损与破坏,对阀口形成严重损害。气蚀噪声是阀n噪声中最常见也是最容易发生的,不仅仅是当流道肉的压力低于液体饱和蒸气压会产生气蚀现象,流道内混有其他气体时也会产生气蚀现象,溶解于液体中的空气量与液体表面所接触的空气压力有关。在给定温度下,液体中的气体可
王-丄?学位论文第华东理大学硕3页容度与系统压力成正比。,腐蚀阀口零部件气蚀现象的发生会严重影响阀口的性能,特别是连接件、节流件、切断部件等等。大大降低阀口的使用寿命。3液体动力噪声()液体动力噪声,,由于阀口节流作用又称锅流噪声。流体质点流经阀口的时候,流体质点不能按照原来的流动方向继续流动,从而使这些流体质点在阀口节流口附近聚集,并且做剧烈的游渦运动。随着流体的不断流动,縱满区的流体不断被主流带走,—而整个主流区的流体又不断流入游祸区,这样的循环往复引起流噪声祸流噪声。M实验表明:祸流噪声是阀口流道内流噪声的主要来源。(4)縮流脉动噪声端流脉动是阀口零件及其附件固有频率与流体通过时产生的端流波动、满流噪声频率相符合时,产生共振,由于压力过大,,产生端流激流噪声当流体速度达到声速,,产生的噪声就更大时形成冲击波。当阀口流道内的流体流速发生突变时。(5)水健噪声在阀口启闭过程中,流体速度的突然变化必然在阀n流道内产生压差,使压力的发生剧烈的变化,由于流道内液体和管道内壁之间相互接触相互作用,就会形成压为波动,并沿管路传播。水唾现象与压力变化、速度变化密切相关。当阀口管路系统的突然关闭时,,此时的水键现象达到了最高峰而且在此过程中,流道内流体的速度越大,产,继而产生的水键噪声就越严重生的冲击就越大。1.2.2调节阀流场的研究进展一直被国内外学者广泛关注调节阀作为工业中最常见的通用机械装置,。要想对UW调节阀进行降噪,必须先了解阀口内部的流场特性。袁新明等用孔隙率定义流场空-WCB型阀口阀间e,并采用二维k奈流模式和有限体积法对道流场进行了模拟。刘华坪等利用动网格及UDF技术,对管路系统常见的4种阀口流动进行了动态数值模拟。相较静态模拟更真实地反映了阀口在开关动态过程中的流动状态和阀体受力情况。王继宏等采用多分区SIMPLEC算法对600MW汽轮机高压联合进汽阀口内部复杂流动进行了H维粘性数值分析。计算得到的流场特性为即将开展的阀口结构优化设计提供了重要依据。陶正良等通过CFD与CAD软件相结合对电站调节阀内部流场进行一^了数值模拟,方面快速准确地估算出流动的压力损失,另方面为设计初期就预测其流动特性,为调节阀口改型优化设计提供先进方法。惠伟等采用计算流体力学软件对蝶阀阀体后双弯管道模型中的复杂流动现象进行了数值模拟,对比分析了进口雷诺数和阀口角度变化对流场的影响。钟云等运用计算流体力学(CFD方法对核2级气动)薄膜单座调节阀多开度下的稳态和瞬态流场进行了数值模拟W一。郝娇山介绍了种特殊阀口的多级降压原理,并通过CFD有限元分析软件对阀口内部流场进行数值模拟计,Fluent算分析可视化计算结果,对。朱奇采用商业计算流体力学软件某百万千瓦超超临界汽轮机主调阀系统(主汽阀和调节汽阀组成的阀组系统)内的蒸汽稳态流动工况
第4页华东理工大学硕±学位论文和快速关闭时的非稳态流场进行数值模拟研究。宋忠荣等通过数值模拟的方法,模拟高压差运行工况,对设汁的最小流量调节阀的调节特性进行分析研究。邱宏军啼」用自编UDF程序对供气调节阀变压差王况进行瞬态数值模巧,并控制阀在的运动,对PW阀口的开启与关闭过程进行数值模拟分析。李哲等采用有限体积法对燃气阀内流场进斤王维冷气模拟和燃气模拟,并用冷气试验验证,表述了所研巧阀口内流场的特点,P1得到入口压力与阀芯受力之间的线性关系1。冯卫民等通过结构与非结构网格相结合-的有限体积法レッ及基于各向同性祸粘性理论的ke双方程模式求解,获得了偏屯、球阀内部流场不同开度下的流场结构图>11^及与么相关的阀口固有流量恃性、汽蚀特性和压力恢复系数等曲线。2P^国外学者也对阀口的内部流场特性做了大量的计算与研究。Zhang等利用试验及运用CFD数值模拟对阀口在不同压比下的压力损失和流量特性进行了一定的研究。23A[lVPlIt〇等用有限差分法对液压锥阀层流流场进行了研究。aughan等用有限差分法对PwsAmDi液压滑阀流场及液动为的补偿进行了数值模拟研究。ano和raxler等利用试验及CFD数值模拟对旁通阀的不同开度与流量特性进行了研巧提出了具有较高精度的CFD模型。1.2.3调节阀噪声的研究进展了解调节阀内部流场特征之后,再着手有关阀口噪声问题的相关研究就非常得也FD应手了。刘翠伟等从音波产生机理角度采用C软件稱合专业声学软件方法对输气管道气体流经阀口产生的气动噪声进行研巧,建立气动噪声模型,探究气动噪声产生机理及传播二方程模型封闭的雷诺平均N-、衰减规律。吴石等用S方程组,对水管路系统中H种常见阀口的H维分离流动进行数值模拟。结果表明,阀口下游的流噪声S大于阀口上游的流噪声PjCFD,祸声是阀口噪声的主要来源。刘翠伟等运用软件对输气管道阀口的流场进行了H维仿真模拟,建立了输气管道阀口流噪声的产生模型。王翔口W等レッ船用法兰铸钢截止阀为研究对象,用CFD通用软件FLUENT计算阀口不同开度PU下的蒸汽流场及压力脉动,分析阀口噪声源特性。邓兆样等对低速气流时,半主动消声器的消声性能进行了理论计算和H维有限元法数值计算。王玉彬等针对输气管道,分输站场存在的噪声超标问题W忠武线武《东站调圧阀噪声为研究对象,利用气体动力学原理对噪声产生的过程进行分析,并采用流体动力学模拟技术对噪声源内部流场进行模拟。徐峰结合CFD软件FLUENT,通过有限元数值计算方法对主蒸汽隔离阀内H维端流蒸汽流场进斤模拟分析。研究了王淮瑞流场的流动特性,找出产生振动和噪声的流场诱因。曹鹏飞等通过使用FLUNET有限元计算分析软件对阀口流场W及声场进行模拟一,提出种降噪装置,并对比分析了其降噪效果。国外在低噪声阀口的设计中,己经经过了由半经验方法到直接理论预报阀口噪声sma的发展过程中。前西德ig研究所对阀口进行了噪声试验,发现空气动力噪声是阀口内的主要噪声源,是阀口中最恶劣的噪声。他们在上世界六七十年代就己发现阀口
华东理王大学硕±学位论文第5页Py内的主要噪声源,并对该问题进行了巧步研究。Horinouchi等对节流口空化进行数值Pq模拟和噪声试验,提出了空化预报的计算方法,并优化了节流口结构。Ueno等运用有限差分法对几种不同形状阀腔内的流场做出了数值模拟和流动噪声测试,结果表明P^l空化是阀内流动噪声的主要来源rek。P基于简化的几何形状,对比研究了管道内流扰动对阀口噪声的影响,深入的探索了阀口流噪声机理,为后续研巧提供了着手点。PS口9芯的流固賴合问题]ZhangDonhui咱其博±论文当中讨论了气阀阀。JiminLiu等gg运用CFD和ACTRAN声学软件对蒸汽管道截止阀的流动噪声进行了数值模拟。HfWuanxinLai等运用大满模拟和声化拟相结合的方法对H维开口方腔噪声进行数值计4itl算。KamW.Ng分别从噪声机理,预测,降噪方法等方面对控制阀的噪声问题做了阐述。。数值计巧方法介绍1.3.1流体为学控制方程所有的流动都要受到H个基本物理守恒定律的支配,分别是质量守恒定律,动量守恒定律、能量守恒定律。下面简单介绍H个基本物理守恒定律。1、质量守恒方程任何流体流动问题都要满足质量守恒定律。该定律可W表述为:单位时间内流体微元体中质量的増加一,等于同时间间隔内流入该微元体的净质量。用数学形式表达为下式:65m53?w谷(/7)(戸)(/)III0dtdxdydz/、、;、。其中,为时间,伪密度,MVw为速度矢量在cy、z方向上的分量2、动量守恒方程动量守恒定律也是流体流动必须满足的要求。动量守恒定律可表述为,微元体中流体的动量对时间的变化率等于外界作用在该微元体上的各种力么和,也就是牛顿第二定律。王个方向的动量守恒方程如下;duduuduvdi4w{p){p){p)(p)^dtdxdydz每)5「丫1。—-————=--——*uu——+2u+AVhj++a++F獻化\&献8x9xdx\J如LI吵人v1L巧TV巧vw巧TVV)巧vw)(/)(p)(/(pdtdxdydzdpdfdu5f^0(dv^dydxjj8yJ\dzdy^jj
第6页华东理工大学硕±学位论文37W巧7WM巧WV巧TVinV(/)(/)(/)(/)十++dtdxBydzdpd(duddv^^f。dzdxI,&dxddzdz\dz\_jjy\^Jjj\_一’-2/3)/u其中,p为微元体上的皮化^为第二梢度(般取,/为动力粘度V为速度矢量。11的散度,代、护3为微元体上的体力dudvdw^"——=—V?++1-3()acaydz3、能量守恒方程所有包含热交换的流动系统都必须满足能量守恒定律。能量守恒定律表述为微元体中能量的増加率等于进入微元体的净热流量加上体力与面为对微元体所做的功,也一就是热为学第定律。用数学形式表达如下式:3a^3r3r(外)(/巧(八)(戶)I1Idtdxdydz-/\/\14f、()dkdTdkdTdkdT。—三HH+放卸C卸p[J其中,A为传热系数,r为温度,C为比热容,&为内热源及由于粘性作用的机械能转p换为热能的部分,又称为粘性耗散项。该能量方程仅适用于牛顿流体。1.3.2声学模拟理论及方程当讨论流体机械所发生的气动噪声时,主要包括H个阶次的声源,即单极声源、Wa偶极声源、四极声源和实际声源。一一、(1)单极声源被认为是个脉动质量流的点源。如个小气球的中屯被安置在这个点源上,便能够观察到,该气球随着质量的加入或排出而膨胀或收缩。这个运动总一是纯径向的一,而周围的流体则应该压缩W适应其运动。这样来,个球对称的声场便会形成一。如果该球向四周的空间均匀的辖射球面波,就可把它看成个单极声源。在实际生活中有许多类似单极声源福姑的现象,比如笛子的发声孔,液体的沸腾、燃烧或气蚀造成该液体向外爆炸等都可1^^看作是单极声源。(2)偶极声源是由两个相距很化相位相反的单级声源组成。偶极声源与单级声3-源的不同在于其声场有明显的方向性。如果将偶极声源用两个球来表示,如表1所示,沿整个巧形边界进行积分,流体的净流量总是为零,因为流入的流量等于流出的流量。一然而由于流入流动与流出流动的方向一致,动量的叠加使得该系统存在个净动量。一一一根据牛顿定律个与偶极声源有关的为。例如,风吹到任何,定存在着个尖边缘的固体上时,固体表面的某些结构形状会改变流体力学的场,使得能量从定常流动中汲出,并净脉动力的形式作用于固定的固体材料上,并将能量加入到化动流动中去。它的反作用力将导致发生偶极声场。圆柱绕流的流动在其尾迹区域中变得不稳定,从而形成卡口祸街的脉动尾迹动量。该动量脉动将直接导致升力和阻力脉动,W致产生
华东理工大学硕±学位论文第7页巧向相互垂直的两个偶极声场一。由于偶极声源在空间点的声压是两个单级声源在该点声压的叠加一一,其中有很大部分声压相互抵消,因而其福射声功率般比单级声源小。(3)四极声源可W认为是由两个具有相反相位的偶极声源,即由四个单极声源所一-。个轴组成,如表31所示因为偶极声源有,所W偶极声源的组合可W是横向的也可是纵向的,即四极声源有横向和纵向两种构成形式。横向四极声源由两个彼此平行的相距很近的偶极声源构成,其声场指向图呈四个花瓣形状。纵向四极声源由两个极一性相反、在同直线上的偶极声源姐成。其指向图与偶极声源相似。沿着围绕四极源的球形边界积分,既没有净质量流率,也没有净作用力的存在。四极声源比偶极声源的声压随距离的变化更快。四极声源的低频箱射能力比单极声源和偶极声源更低。如喷气产生的喷射噪声即属于四极声源辖射,其低频成分在射流噪声中不明湿。4一()实际声源任何实际声源都是由具有适当的相位和幅值的许多单极的个分布系统来组成一个机械的噪声问题。正常情况下,不可能把实际声源问题公式化。考虑,我们通常可W判定哪一种形式的声源占主导地位,并根据这种判定来预见声源的某些特征。-表11不同价次声源特征-Table11CharacteristicsofthedifferentClassofsoundsource声源源运动流场声场Ter体微化来^^GTI径向球面上均偶极台?>质量中也的变化两极相位相反晃劝四极纵向-^C〇>??ee^^侧向?0两极和四极目前,噪声问题的求解主要采用两种方法,直接求解法和声学比拟法。直接求解
第8页华东理工大学硕±学位论文法是直接通过求解可压N-S方程的方式进行数值模拟来预测噪声的生成和传播。然而与流场流动的能量相此,声波的能量要小几个数量级,客观上要求气动噪声计算所采用的格式应有很高的精度,同时从声源到声音测试点划分的网格也要足够精细,因此进行直接模抵对系统资源的要求很高,而且计算耗费时间也很长。为了弥补直接模拟的这些缺点,可W采用Lighthill的声学近似模型即声比拟法,将声音的产生与传播过程分别进行计算,从而达到减少系统资源,加快计算速度的目的。“两步法"声学比拟法又祿为,其计算远声场噪声的巧程大体上可^^^分为两大步:首先通过流场的计算,求出满足时间精度要求的各相关变量(压强、速度和密度)在声源曲面上的变化过程;然后利用求出的声源数据计算声音接收点处的声音压强信号。一声源曲面上相关变量的变化过程已经通过上章的流场汁算结果获得。接收点处的声-H方程来获得-强预测结果主要通过求解FW。本章主要通过积分求解FWH方程对最小流量阀的噪声源和噪声频谱特性进行数值计算分析。S一WIFW-HLihthill和Curle声学模型是流动噪声中的种声比拟模型,是在g的声比一fowcs-Wamsawkns掛模型基础上发展起来的,由Filli和Hig在1969提出这模型,用来解决旋转叶片在流场中的声问题。Lt-ihhill运用流体S方程Lihthillg力学的基本方程即连续性方程和N推导出g方程,并在自由空间下求得了它的解。随后,Curie将只适用于自由空间声福射的Lighthill方程推广到考虑静止固体边界影响的有限区域声箱射,形成Curie理论,成功地解决了滿流中由于静止物体干扰而产生的噪声问题。为了解决风机旋转叶片,螺旋奖等运动边界的噪声问题,F拓WCSWilliams和Hawkings基于Lighthill声学比拟模型并结合Curie-H方程理论将运动固体边界对声音的影响考虑在内,应用广义函数法得出了FW,它是由连续性方程和动量方程推导得到的非齐次波动方程,如下所示;2-V卢峽i宰舍(部++公"斯'W去{[}?_+V+M《-(15A)"P)[("〇](/)京{}=--式中TU"+PS,p4PPo是LigMlill应力张量,i)gJg(g+口公,^*为压应为张量,0是当地声速,分别为流体密度与熟度《w3-10右,f是表压,/为声压,(/)是狄拉克函数,(/)是亥维赛函数。式()边第一二项是运动引起的四极子源,第项是物体壁面作用在流体上的为引起的偶极子源,第H项是由于物体的位移引起体积变化所形成的单极子源。对于低马赫数流动,四极子源产生的噪声千分微弱,主要由偶极子声源产生,偶极子与由粘性剪切应力和
华东理王大学硕:t:学位论文第9页壁面脉动压力A引起的应力波动有关。1.4本文的主要研巧内容本文通过计算流体力学方法,运用FLUENT软件对最小流量阀的流场和噪声场进行数值模拟计算,分析阀口流场和声场的变化规律,确定噪声源位置。从不同角度设计了兰种阀口结构改造方案,并对改造后的最小流量阀进行数值模拟,分析其流场与噪声场一个。与改造前阀口进行对比,从降噪机理出发,比较改造前后的特性,找到综合且行之有效的降噪方案。主要研究內容如下:(1)苏州德兰新能源有限公司开发的X4500型环流对冲式最小流量阀为研究对A-CLES大祸象,采用标准模型与模拟相结合的方式,研究阀口流场内部压力、速度、祸量强度、流线等特征,分析阀口在运行时的流体发展和变化规律。2FW-H()运用数值模拟和方程相结合的方式,对阀口的远声场噪声进行数值模巧,,研究在最佳开度的工况下阀口的噪声频谱特性分析祸流对声场的影响。(3)从噪声控制机理出发,提出H种阀口的结构改造方案,此来控制阀口噪声。运用数值模拟和FW-H方程相结合的方式对改造后的阀口进行远声场噪声计算,与改造前的流场和声场进行对比,研究降低阀口噪声的机理,探讨对最小流量阀实际可行的降噪方案。
第10页华东理工大学硕:Jr学位论文第二章最小流量迷宫盘片闽口流场与声场分析基础最小流量调节阀的运行工况千分恶劣。在阀口处于开启状态时,需要将高温高压的水逐级降任,在降压过程中尽可能减少气蚀发生。处于关闭状态时,需承受几百个大气压的静压差,做到关闭严密。本文所研究的最小流量阀主要依靠其内部的迷宫式盘片进行降压,盘片上开有许多直径2mm的细小沟槽,,且曲折迂回目的是大量消耗来流的能量,降低来流的压力。然而这些复杂的流道给实验带来了诸多不变,而数值模拟方法则能有效地解决实验的弊端,比较直观地显示最小流量阀的内部流场特征及其演变规律。21.阀口流道几何模型本文研究的对象是苏州德兰新能源有限公司开发的X4500型环流对冲式最小流量阀,其对称面及盘片结构示意图如图2.1所示。vckV?lRodjfc%參图2.1最小流量阀和盘片结构示意图Fi.tteg.21Srucurdiagramofminimumflowvalveanddisc最小流量阀主要由阀座(ValveSeat)、阀盖(ValveDeck)、阀杆(ValveRod)和盘片(Disc)构成.1。阀杆的上下运动控制流通盘片的个数(图2左图为阀口闭合状态),从而控制压降的能为。通流盘片数越少,蜂压能力越大,然而,考虑到阀口一关闭时的密封性,阀杆底端有齿状凸头,因此该阀口实际运行的最小通流盘片数为3片。流体进入阀口内部,沿箭头方向流入盘片,经过盘片的环流对冲,达到降、压目的,从盘片中屯向下并流出。ro-E将最小流量阀的流道绘制成H维模型本文用p,如图2.2所示。流道被分为进口段、2、盘片槽区、盘片中屯和出口段四个部分。图.3为盘片组实物图,阀口共一口个盘片叠放在起,周向有8个进口,有,流体由盘片外侧进入从中必出口流出。阀杆的上下运动控制盘片的通流个数。
华东理工大学硕古学位论文第11页^70M广‘"…―-、曲_.、M‘_‘户―f^^^*********'*?**^wfe******^隱^jj^^戀图2.2最小流量阀流道模型F-ig.2.2Flowathmodelofthe打owratecontrolvalvep-/ ̄'"X.靡-■■M、?—>'—-—.air*?\>^|ft|'?'、>^.、_—w?-*--.<?.rv,I.….u?‘.、?一-、奏、.一■-■■?f、^■?^^嗓異;J'章詞燕曇辭讓23图.最小流量阀盘片组实物图-Fi.ive.23Dscrouobectoftheflowratecontrovaggpjll环流对冲式调节阀是在多孔抗汽蚀套筒阀、多级阀芯节流调节阀、迷宫叠片式调节阀的基拙上发展起来的,是高压差抗汽蚀调节阀的升级。环流对冲式调节阀的一一21关键零件环流对冲式盘片(如图.右图所示),采用特殊的结构和工艺。该盘片和当前流行的迷宫式盘片相比,形状相近而功能和原理却有很大区别。迷宫式盘片是在圆片上加工数道各自独立的沟槽,沟槽路径是曲折多弯的。通过十几次甚至几十次改变流体方向,达到增加阻力和逐步降压,可^^^防止在降压过程中产生空化和汽蚀、。环流对冲式盘片在圆盘上也加工有数道至十数道沟槽。其沟槽由同屯的环形槽和径向槽互相贯通。相邻的流道间可1^^沟通。流体由外环经由径向槽流入内环。
第12页华东理工大学硕±学位论文一一一二一。在流动过程中,部分流体分为,背向流去另部分流体合二为,相向汇合。高速流动的分子产生撞击、摩擦和旋锅,大量消耗能量。使压力能更有效降低。其压降效果比迷宫式盘片更好、降噪音效果更佳,使用寿命也更长。,防汽蚀阀口的基本工况参数如表2-1所示表2-1最小流量阀基本工况参数ters-Table2-asieconditionarameof1Bn〇wratecontrolvalvep工作介质水(液态)阀前压为12MPa阀后压为4MPa工作温度’170C-40流量0t/h流量特性线性KV值6.52.2阀口数值模型建立2.2.1流场计算控制方程本文采用声源流场与声比拟方程相结合的混合方法来预测闽n远声场噪声。其中(LES)方法-流场计算采用大锅模拟,初场由雷诺时均模拟(RANS)结合标准AS模型汁算得到。基于大祸模拟对于縱祸的划分,采用某种滤波器对揣流进行滤波处理,得出滤波tW-S方程后的N,而被过滤的小尺度锅则通过亚格子应力模型求解。对不可压缩的流动方程-S,过滤计算后的N方程如下:=02-1寡()空+A=_1里运狂+2.2(而J)]()、;dtdXpdx.dxdXdXjjjjj'=…一zl23X、X.上式中,/和;是自由下标。、表示某,J,,%表示平均速度,方,j"向'W.,戶为流体密度,声为平均表压,为流体动力黏度。A,称为亚格)ubdSca-lestressSGSSmaorinskLill子雷诺应力(Sgri,),本文采用gyy模型计算使方程组封闭。本文的最小流量闽远声场计算采用fluent软件中的声学模块来完成。计算时,首
华东理工大学硕±学位论文第13页先通过fluent软件对阀口的内部流场进行求解,得到流场内部相关变量在声源曲面上uen-的变化过程,然后采用flt软件中的声学模块积分求解FWH方程,从而得出阀口远声场特性。2.2.2网格划分amb、it软件进行网格划分。由于最小流量阀中屯盘片流道复杂本文采用G,且槽道x2mm(2)。几何尺寸非常微小,因此选用四面体非结构化网格进行划分阀口流道被口段‘、盘片槽区、盘片中。、出口段)分别生成网分成四部分(进格,且对流场复杂,.4所示的盘片区域进行网格加密处理提高网格质量。阀口主要流道网格如图2,其中出曰段由于流场较为简单,且相对盘片几何尺寸非常大,因此进日段和出口段的网格稀疏化,减少整体网格数量,W此达到节省计算资源的目的2。盘片内网格化图.5所示。由于不同流量的阀口所使用的通流盘片个数不同,因此本章根据流量大小设置多个case文件553914(3片通流盘)到979667(12片通流盘。,网格数也从)不等此外,需要特别说明的是,本文着重研究的是阀口的降噪措施并非流场特征的计算,而噪声计算应用的是大祸模拟与声比拟相结合的方法,因此本文并未做网格无关解。?fr,■....24图.最小流量调节阀计算网格F-iomutationalridof出eflowral:econ杠〇1valveg.2.4Cpg
第14页华东理工大学硕古学位论文图2.5最小流量调节阀盘片加密网格-F.2.5民efinementdoftheflowratecon化〇1valveiggri2.2.3边界条件设置’2-根据表1,阀口中流动的介质是170C的液态水,为不可压缩流体,因此为了便于计算结果收敛,采用速度进口,压力出口的边界条件,进口速度根据阀口流量计算口4MPa2-32-4得到,)),出压力则根据阀口基本工况参数要求为并根据式(和(给一£定端动能k和耗散率。操作压力为个大气压,并考虑重力影响。&=-0.005巧(23)=^D-fc//0.015(24)(j=C/C.其中,为阀口进曰速度,009为常系数,A为当量直径,本文为阀口进,。,出曰管道内直径。本文采用基于压力的分离求解器,计算采用基于压力的隐式方法。虽然大祸模拟在理论上比端流模式更为精确,然而由于大渦模拟要求使用高精度的网格,且是对瞬态流场的计算,所!^,需要消耗更多的计算机资源无法在工程计算中被广泛使用。因此如果全程采用大锅模拟计算流场,势必导致耗费大量时间。本文根据实验室实际计。算机资源,采用雷诺时均模型计算作为初场代入大满模拟的方法雷诺时均计算时,一-k-ekE选用标准模型,方面是由于模型发展的时间最长,经验丰富,且有大量实一-e践案例,另面是因为本文的重点并非流场计算,因此标准k模型足W观察阀n内一-速度稱合采用PISO算法,部的流场情况,且能节省定资源。压力对流项采用H阶精度QUICK格式离散。稳态流场计算么后,将其作为初值代入非稳态计算,时间推进-6’5L1.77采用二阶隐式算法,CF数取,时间歩长为3X10s1,计算收敛相对误差为0。45-【],172131得到阀口瞬态流场后,定义整个壁面为声源并根据国标GBT.62005,在距阀口下游出日Im处设置接收点远声场噪声。,计算阀口
华东理工大学硕±学位论文第15页2.3本章小结ro-E软件绘制而成本章对阀口计算模型进行介绍。最小流量阀的流场模型通过p,主要结构包括阀座、阀盖、阀杆和盘片。阀口计算的端流模型采用稳态与非稳态计算相结合的方法,这样既能节省计算资源和时间,又能获得较为充分的阀口流场,为声场计算奠定基础。远巧场数值模掛采用fluent软件中的声学模块进行计算,获得远声场一步结果分析提供依据噪声值和噪声特性,为下。
第16页华东理工大学硕±学位论文第H章原型巧口的数值计算结果分折一前章介绍了数值流体计算方法在流场和声场的控制方程,并阐述了阀口的几何建模,网格划分,边界条件等具体计算过程和流程,本章将就数值计算所得结果进行分析,揭示阀口内部流场特征和远声场噪声特性。3.1流场计算结果分析3丄1最佳开度点的确定经过初步数值计算发现,本文所研究最小流量阀的实际运巧惰况与线性理论开度一一定差异存在。当流量定时,若通流盘片个数不足,前后进出口压差将变大,阀口内部揣流加剧;若通流盘片个数过多,则进出口压差不能满足要求,且出口段易形成负压导致回流。通流盘片过多或过少都会引起附加噪声,因此,需要找到不同流量下的最佳开度点,避免不必要的噪声。本文根据X4500阀口前、后压差为8MPa的要求,在流量目标给定的情况下,通过改变通流盘片数,采用稳态RANS模型进行流场求解〇386的阀口进出曰压差1|试算,得到阀口进日压力,计算出不同,可^获得各个流量要求下的最佳开度一。最终选择最佳开度用于下步的噪声场数值升算,W及结构改造对3-比。计算结果列于表1中。表3-1最隹开度的计算工况Table3-1Callatio打caseofcuthebesteninopgFlowrate^RealAPCase〇f化e仙1(T瓜)誦berMPa()flowratej29Casel1230%3(or4),、(or2.9)Case22050%48.4CastiS3280%77Case440100%88.6530%12T/H3此化对Casel进行说化当流量为,即时,片通流盘的阀口进出口压差达到12MPa,而4片通流盘的压差则不到5MPa。然而,盘片数须取整,所W同时一case。,3片通流盘时保留两个另方面,由于阀口的设计缺陷,阀杆头与阀座间仅存ea一se。极小缝隙,对流场和声场均有极大影响,因此下文结果分析己排隐l另方面,由于盘片个数须取整,因此前后压差不能确保恰好为8MPa,但是本文经过大量计算,得到的最佳开度点是不同进口流量时,最接近8M化要求所需的盘片数。3.1.2流场分析
华东理工大学硕±学位论文第17页PPressure(a)-1tIIIIIjj犯化+79化"+3+0606++^00目巧目+07120化07.5E4.6.35E06.775E06.61.enjsismnwB3meb:^^?芽歸I.、,rAl-,uij****"**"*"*""**也I^HraCase2()PressurePa() ̄i—[III+*+++■■^^3化064925EW6.35E067775E069.化061.06巧E071.205E07/]n/gOD3/n(BQ/pamn ̄*rin!^1Q|BwuggiDDC口g ̄:nBlu"■gP—g-W'E3D口ZJiCJT*j&>=aa.n3^巧皆IDC口//J'?//IbCase3()PressurePa()—warnHiIIIuI3扫EH)目4925EM)6635E+06775E+069+06r〇625E+071205E+077化In—maing;iRTCfjI。jpM<=13四aiEggv马知^3EDgcBEDfidlgp<HalEBJB3ESCIgng口cneHSBlHbide=i(^^jjj^p(口KIBBDEZI ̄ ̄iI口fT?nanwJ__, ̄j,I^—--一L■rcCase4()图3.1不同流量最小流量阀对称面压力云图-Fillg.3.1Pressuredis1:ributionof化eflowratecontrovavesymmetryatdifferentflow
第18页华东理王大学硕±学位论文31Z图.所示为不同流量时,最小流量阀Y对称面的压力分布云图。从图中可W看出,压力在阀口进日段基本保持不变,因此降压作用主要来自于巧宫式盘片,且压力沿盘片由外向内逐级递减。正如前文所述,环流对冲迷宫式盘片使流体在其间不断改变流动方向,、,在碰撞的过程中逐渐消耗能量并且不断的分流汇合,达到降压的目的一。另方面,H种不同流量下的进口压力都不相同,这是由于为了使数值计算便于收敛,设置进口速度和出口压力的边界条件,在计算过程中,由于盘片个数必须取整,因此无法恰好达到阀口工况要求的前后8MPa的压差。但是所得到的最终结果都是进行尝试计算后最接近工况要求的算例。化locitym/s()—1IIIIII151015202530354045如巧6065一请、L曲■"心..心—^J心aCase2()Velocitymis()lIIIIIIIIIIMMilflili04812162024283236404448525660目涵煙I?,公一fVSI鴻bCase3()
华东理工大学硕±学位论文第19页Velocitm/sy() ̄gT..iIIIIIIIIIM151015202530354045如巧60目570cCase4()图3.2:不同流量最小流量阀对称面速度云图3e-Fi..2Vlocitdistr化utionoftheflowratecontrolvalvesmmetratdifferentflowgyyy图3.2所示为不同流量时,最小流量阀YZ对称面的速度云图。从图中可W看出流体在进曰段椎体部分,进入盘片流道前W及盘片出日垂直区域背离阀口出曰的化方存在低速流体,,这些低速区的产生有些是因为流道管路的导向性有些则是由于重力的影响,而这些低速区也正是阀口产生锅运动的关键部位,锅的产生对噪声也有着直接的影响。而阀口的最高速度位于阀口盘片内,约60m/s。由于阀口盘片的流道仅为2mm,,尺寸的骤减使流体速度迅速增大而声音通常是由通过控制阀的高速流体产生,一一因此尺寸较小的盘片是最小流量阀的主要噪声源么,后文会进步佐证此观点。lmVeocity/s)(—IIIIITMIIII5101520253035404550妨60巧如aCase2()
第20页华东理工大学硕±学位论文Velocitm/sy()—-‘mmm:iiiiiiiiiii04812162024283236404448525660bCase3()Velocity/s(m)—L,JIIIIIIIIrL.4J510化2025303540化如55如6570cCase4()3.3图:不同流量最小流量阁对称面流线图F-itrtrttrtg.3.3Seamlinedisibuionof也e打owratecontrolvalvesymmeyadiffere打t幻OW3.3YZ对称。图所示为不同流量时,最小流量阀面的流线图从图中可W看出阀口一内部有H个较为明显的游锅。个位于阀口进口向上进入盘片段,在低进曰速度的算例中并未发现有漉祸存在,而在高速算例中较明显。这是由于进口速度低时流动较为平稳,可沿着流道的方向流动,而当流速加快,大量的流体冲击平直进口段末端,造成流动素乱,并在拐角处产生大尺度的祸流运动。第二处是在盘片出曰向中也的射流段,当空间增大时,压力驟然降低,,盘片出日处为高速流体且盘片出口处于对置一形态,,此,流体相向喷射此处的流场极为素乱。另方面处流体为垂直自由落体运""一动,产生式的锅运动下水道,因此呈现出种不规则的流动状态。第三个是位于,且来流为自由落体过程,阀口底座,由于流体指向出口在背离出口方向上有较大尺口一寸游祸,无论高速或低速进,均存在这现象。,除了能从图中清楚观察到的祸运动外,阀口中还存在许多小尺度满此外,最为一明显的就是盘片槽道内部,,,,这主要由两方面的因素导致第盘片槽道直径小使
华东理王大学硕±学位论文第21页(得流体在此处速度非常髙由速度云图可知盘片内部为阀口流动最高速度),第二,流,W此消耗能量,使得流动变得素乱。当然体不断地改变行径方向,小尺度祸还需要一步分析说明通过锅量云图进。1na—Ii1111I!I5M巧20巧如巧40化506560的.旬‘-岂当满,’吕信?CI3C=llfc]CZD。幸。蔡1乎aCase2()V'ortcityWM—^'HIIIIIit1246S10121416巧20巧24WMJ*广言导泻吕31CZ;与[吕。.穿爾旷nbCase3()
第22页华东理工欠学硕±学位论文Vo化citIyMii1iIII「II「IInil■剛ImZB^弓C23CZ%Q疆mnIDck:3Hfp■■■k^^i=:kbn因?!MI|rllcCase4()图3.4:不同流量最小流量阀对称面祸量云图-mmeFig.3.4Vorticitiesdistributionoftheflowratecontrolvalvesytry如diferent打0W图3.4所示为不同流量时,最小流量阀YZ对称面的祸量云图。其中为了能够使不="^,6同数量级的锅量强度进行纵向比较,故对其采取无量纲处理(其中,Q为U无量纲的讽强,d为盘片通道直径,U为阀口最大速度,为便于比较60m/s,均取)。从。图中可W看出,盘片槽道处的锅量强度最大不同瞬时的调量云图范围与分布基本相似,但呈现不规则运动,无明显周期性。在进曰速度小的算例中,仅盘片槽道内流体,而在大进口速度算例,盘片出口对冲区域的流体锅量也较大锅量较大,也说明了上文所述此区域流场极度素乱的状态。比较不同的算例可发现,流量越大,阀n内部的润强也越大。因此。祸强和流动速度有直接的关系。阀口流动噪声分为空化噪声和流动滿祸引起的噪声。前者是由于流动过程中局部一步降低低压导致气泡,而随着压力进,气泡破裂与冲击壁面所产生的声音;后者则是流体产生髓满产生的声音。根据本文所研究最小流量循环阀的工况(TC,查得水在17的饱和蒸汽压为化79MPa远低于阀口出口处压力(4MPa),因此可W确定,该阀口中基本不会产生空化噪声,祸流噪声将是主要的噪声类型。那么盘片出口和出口附近一区域是阀n的主要噪声源,下文也会针对噪声源做定改造W抑制噪声的产生。3.2远声场噪声计算结果分析W上主要从阀口内部的流场特性(压力、、流线)等方面来阐述所研、速度祸强,并通过这些云图来分析阀口噪声的产生原因和源头位置巧最小流量调节阀的特征。下面主要是直接^斗数值模拟所得的噪声曲线来分析噪声本身的特性。
华东理工大学硕击学位论文第23页400「200-1::I割ft--800I0.0070.00750.008000850,0090.00950.010.01050.011Times()aCase2()400p200-IwvHfifll-<-400I-600-0.0070.00750.0080.00850.0090.00960.010.01050.011Times()bCase3()400-f:iftaliiji-g-600<--800--10000.0070.00750.0080.00850.0090.0的50.010.01050.011Times()cCase4()图义5压力脉动时域曲线-F..mecurveotig35Tidomainfpressurefluctuaion
第24页华东理王大学硕±学位论文3.5。由于阀口盘片尺寸小图是阀口声压脉动随时间的变化曲线图,从而时间步长61T.达到(数量级,因此从计算时间方面考虑,取0004s的时间段。虽然时间段非常短,不足W从宏观上观察流体的流动形态和声压脉动的波动周期,但是仍然能够得到基本一的噪声特性。从图中看出,当来流速度定时,阀口声压随时间而变化,且具有随机特征。由于实验室计算机资源有限,此外盘片流道狭窄,导致网格过密,从而时间步3-长仅根据随时间变化的脉动压力无法有效分析接收点的噪声,因此根据式(1)对时FFT)域信号作快速傅里叶变换(得到图3.6=-fex2兀-W)pft讯(31)f()(j)L式中,P(f)为频率下的压力函数,P的为时域下的压力画数。巧0[1407:kFi.f0200加4000060加0Freuenczqy(H)aCase2()140[如^1i嚷龍V>80-0200004000060000FreuencHzqy()bCase3()
华东理工大学硕±学位论文第25页1如广"140Iikvw'1.I.0(/>?80!0200004000060的0FrequencyHz()cCase4()图3.6声压级频域曲线6Freuenc-domaFig.3.qyincurveofsoundpressurelevel图3.6是阀口声压級的频域曲线。从图中可科看出阀口流场噪声声压级的频带很宽,一一没有明显的主频率,是种宽频噪声。在同流速下,阀口流场观测点噪声在低频时声压级幅值较大,随着频率的升高,幅值持续下降。由此可知,噪声低频部分能量较1.7]35.04.B大,高频部分能景较小。阀口H种开度的噪声值分别为40dB、dB、13834d。由于文章篇幅的限制,无法列出所有计算工况的噪声曲线图。作者在课题研究的过程中耗费了大量的时间来计算不同种的工况,,并进行验算从中可得出,相同流量时,噪声随着阀口前后压差的增大而升高。对于相同进出口压差,噪声随流量的增,大而降低,为了保证阀口进出曰压差达到相应要求这是因为流量增大的时候,需要一用到更多的通流盘片,每片通流盘所承担的压降也相应减小。[47本文另根据圧C60534-8-4标准h十算得到该最小流量阀的100%流量8片通流盘、86.38dBflu。可发现,运用ent软件虽然能够计算出阀口噪声值时外部声压值为,但一uen-是与理论的阀口声压级相比有定差距。这是由于flt中FWH方程主要应用于开放t的远声场噪声,因此在声场计算时,fluen,将整个阀口内避免定义为声源自动忽略了一阀口外壁对噪声传播的影响。而实际情况中,阀口的外壁能够阻挡部分噪声的传播,因此本文中运用fluent软件计算得到的噪声值仅作为参考,为之后阀口结构改造后的噪一声控制效果提供个直接对比的参考值。3.3本章小结一本章对原型阀口数值模拟所得到的流场和声场进行分析,为下步对阀口结构改造做好充分铺垫:,分析得到如下结论一(1)本文所研究最小流量阀的实际运行情况与线性理论开度存在定差异。当流一口压量定时,若通流盘片个数不足,前后进出差将变大,阀口内部滿流加剧;若通流盘片个数过多,则进出口压差不能满足要求,且出口段易形成负压导致回流。通流
第26页华东理王大学硕壬学位论文盘片过多或过少都会引起附加噪声,因此,经过大量的数值计算得到满足工况阀口前后压差为8MPa的不同流量所对应的工况,作为墓础算例。(2)阀口的降圧作用主要来自于盘片,且压力沿盘片由外向内逐级递减。阀口内一流动最大速度位于盘片槽道内,约60m/s。阀口内部存在H个较为明显的縱祸。个位于阀口进口向上进入盘片段,但仅存在于高进曰速度算例中。第二是处在盘片出口向、的射流段中屯,此处的流场极为裹乱,呈现出无周期、不规则的流动状态。第H个是位于阀口底座,由于流体指向出口,且来流为自由落体过程,在背离出口方向上有较大尺寸游祸。(3)盘片槽道处的祸量强度最大。不同瞬时的满量云图范围与分布基本相似,但呈现不规则运动,无明显周期性。在进口速度小的算例中,仅盘片槽道内流体锅量较大,而在大进口速度算例中,盘片出口对冲区域的流体锅量也较大,说明此区域流场极度奈乳的状态。(4)阀口流动噪声分为空化噪声和流动游祸引起的噪声。由工况所知,该阀口中基本不会产生空化噪声。且声音通常是由通过控,因此祸流噪声将是主要的噪声类型制阀的高速流体产生。盘片槽道和盘片出口区域既是阀n祸流强度最大区域,也是阀口流体最高速度所在区域,因此,阀口盘片槽道内部和化曰附近区域为主要噪声源。一(5)当来流速度定时,阀口表面压力和声压均随时间而变化,且具有随机特征。一6一()阀口流场噪声声压级的频带很宽,是种宽频噪声。在同流速下,阀口流场观测点噪声在低频时声压级幅值较大,随着频率的升高,幅值持续下降。由此可知,噪声低频部分能量较大,,高频部分能量较小。相同流量时噪声随着阀口前后压差的増大而升高。对于相同进出口压差,噪声随流量的增大而降低。--(7)根据压C6053484标准计算得到该最小流量阀的100%流量、8片通流盘时86一外部声压值为.38地。与数值模拟计算所得噪声值有定差距。因此本文中运用fluent软件计算得到的噪声值仅作为参考,为之后阀口结构改造后的噪声控制效果提供一个直接对比的参考值。
华东理工大学硕±学位论文第27页第四章最小流量阀结构改造方案前两章对最小流量调节阀的内部流场W及噪声频谱特性进行了数值计算分析。通过分析可看出最小流量阀的主要噪声源位于盘片区域,阀口的祸流是导致噪声的主要原因。本章将根据噪声的源头W及噪声的传播特性,从三个不同方面来考虑,对阀口的结构进行优化改造,通过数值计算比较阀口改造前后的流场和声场变化。4.1噪声控制基本原理声学系统一般是由声源、传播途径和接收器H个环节组成。现代研究认为噪声控1)制主要有三种途轻:(在声源处抑制噪声,。送是最根本的措施包括降低激发能力,减小系统各环节对激发力的响应W及改变操作程序或改造工艺过程等。(2)在传播途径中控制噪声。这是噪声控制中的普遍技术,包括用隔音或吸音材料把噪声声源与外,)界隔离开来如建筑上采用多孔砖修建外墙,将外界噪音进行隔离等。(3接收器上加载保护措施隔离噪声。在某些情况下,噪声特别强烈,在采用上述措施后,仍不能这到耍求,或者工作过程中不可避免地有噪声时,就需要从接收器保护的角度采取相应措施。对于人,可佩带耳塞、耳罩、有源消声头盎等对于精密仪器设备,可将其;安置在隔声间内或隔振台上。相比之下一,第种途径由于在声源处即对噪声进行了控制,从根源上降低了噪声,对环境影响也降到最低,因而效果最好。但这种方法需要在不影响设备性能的条件下对产生噪声的设备进行结构改造,在工程上实现起来相对较难。第H种方法最容易办""之势到,但有掩耳盗铃,,难免给环境造成噪声污染因而效果最差。第二种途径的效果则介于上述之间,前。目前面两种降噪途径在生活中的应用最为广泛,在降低一噪声污染上取得了良好的效果。本文主要通过第、二种途径,改进阀口结构,从源头控制噪声,使设备在运行时对环境造成的声污染减少到最低。对于本文所研究的最,,小流量阀而言,即从盘片区域入手然而由于盘片槽道狭小实验条件无法对盘片进行实际改造,也无法进行具体的分析,因此本文在声预测理论的基础上,通过计算对阀口声场进行积分求解。4.2最小流量阀盘片结构改造方案及噪声场分析由于计算资源和计算时间有限case4,即100%的流量、8片通流盘的,本文仅针对算例进行结构改造和噪声场对比分析38.MdB。。该算例原型阀的数值计算噪声值为1根据前两章的分析,本文所研巧的最小流量阀的主要声源位于盘片区域。盘片通流槽道截面为2x2ww的正方形,盘片进出曰通道的尺寸十分狭窄,且盛片内部迂回曲°90直角一折,转弯处呈,流体通过时与壁面发生剧烈的碰撞和冲击。这设计是为了流体在盘片内部消耗大量能量,W此来达到降压的目的,,但是第王章的分析表明盘,祸强的大小直接导致噪声的高低片处的祸量强度是最大的,因此对于盘片区域改造
第28页华东理工大学硕±学位论文是十分必要的,本文采取对盘片拐角处切圆角的方案对阀口噪声源图4.1所示为阀口盘片的示意图,左图为盘片模型图,右图则是盘片流道图。本文对盘片流道进行改造,首先是将拐角切成圆角,其次是尝试沿着环向流道上下边缘切一一直角(若切圆角,方面生成网格时遇到较大困难,另方面,则导致尖锐锐角产生)。.2数值计算难收敛,故切直角图4是对H种盘片改造方案的说明示意图。切角的两个直角边长度为d。曇賴(a)盘片模型(b)盘片流道模型ad-iscmodelbdiscflowa化model()()p图4.1盘片示意图Fi.4Dig.1agramofdiscH种改造方案示意图如图4.2所示方案一方案二方案H^面^II面\图4.2呈种不同改造方案的示意图F4*.2ramotreedere打tieconstructonanig.Diagfhifipl制定完方案后,对改造后的最小流量调节阀进行数值模巧计算,盘片结构的改造主要影响流体在盘片内部的流速及盘片区域的整体祸强。因此得到阀口的速度和锅强云图,与原型阀进行对比,观察盘片的改造对阀鬥内部的流场造成哪些影响。这里一一着重观察盘片区域,方面是因为该方案是针对盘片进行的改造,另方面是因为盘一片区域是阀口产生噪声的主要源头,)。(此处仅列出方案的流场云图W作对比
^^1王硕谓第页华东理fi2IJi吕己0MiIIH^GBJ三^,—:巧-I1画S吕I!s吕Bisi^_广_rL互—I5IJ吕誦0口K—f厂j|
第30页华东理工欠学硕±学位论文Velocity ̄ ̄T7IIIrIII=dd0.9()图43方案一改造后阀口盘片区域速度云图化化u-Fig.4.3Velocitydistionof化ediscareain化eflowratecontrolvalveafterattenuationaccordingtolan1p4一图.3所示是根据方案对盘片拐角切圆角后的阀口流场速度云图。对比原型阀速,当拐角半径较小时,度云图发现,流动速度相对有所降低而当圆角半径达到化9mm时,最大速度达到80m/s。根据上文分析得知,高速的流动会产生噪声,因此,圆角半径应控制在O.Smmlirf,W更好地控制流体在盘片中的速度,达到噪声控制的目的。Vorti讯y■IIIIIIIlII|IIit|1234567891011121314瓜Bj圓J蒙lIf=ad0.3()
华东理工大学硕±学位论文第31页VorticityTTPIIIIIIIIIIItK112345678910"121314151671I ̄ ̄=¥7I3CT^^^23—I四^y(=3EaJHzZDK'^^R1=3巧I,扛.C3■叫cmi口如国画if響=bd0.5()Vidortty''-IffTriiII1IIkwm135678101114152491213AJ或軒口広W[=3EH9EZZZ吗.I^ggi頌言醒顯!;言圍-嗎(窜卷厶….Iii/ifI=cd0.7()Vortlcl巧'‘Ml^II!保粒:dIIIL■123456789101112131415口户3四msez^神[□田H=-HBk3ma[rahs:ch*J^;]^3zacar3ezdi[口|、]口:',X9V*Mb^BBSSS-ng^;r:nr^巧产^99aagEm9BJ^^?^>wsF零訂:蹲、y呈岩嗎顧翁'=dd0.9()图4.4改造后阀口盘片区域祸强云图f-Fhdisii4.4Votiitisdistribtio打otecarean化e打owtctrllg.rceuraeonovaveafterattenuationaccordntoan1igpl
第32页华东巧王大学硕±学位论文一.4所示是根据方案对盘片拐角切圆角后的阀口盘片区域祸量强度云图图4。可W一看出改造后的祸量仍然呈现不规则、无周期的运动特征,这点是该阀n祸量运动的,结构改造不会对其有任何影响。而与原型阀对比特性,可W看出改造后的满强(最大值为16左右)明显小于改造前(最大值为34)。通过对噪声持性的分析可知,该最小流量调节阀的主要噪声类型是锅流噪声,那么锅流强度是导致噪声的直接原因,那么就锅强来说,对盘片拐角切圆角的处理是有效的。一的降噪效果较为明显-H个不同盘片通过流场分析得到的结果方案,表41列出了改造方案的具体声压级。-1表4:盘片改造前、后噪声值Tab-ele41:SPLafter&befor化SCreconstruction原型阀口噪声方案一方案二方案呈dmm(0.3131.04135.06143.680.5133.82136.611%.81138340.214.713268.87142.430.9131.78137.64发散其中,SPL代表声压级,d代表切角的直角边长度。一-从表41中可W看出,方案的降噪效果最优,方案兰的降噪效果最差。其中方案一对盘片拐角进行了切圆角处理,増大了盘片槽道的通流面积,也就是变相増加了通流盘片的个数一,因此阀口前后压差减小,噪声随之降低。方案说明了盘片的通流裕度对噪声的影响是非常显著的。方案二虽然有降噪效果,但并不是十分明显,且d=07mm时数值明显偏大一.,可能是网格质量造成的数值计算收敛误差,有待进步的计算验证。方案H沿盘片环向棱边上下分别切直角不利于降噪,这是因为,经过改造.5所示。在工程应用中盾,盘片流道截面近似为H角形,如图4,三角型截面是被尽量一一一种形状避免的,方面是因为其制造困难,另方面则是因为它对流体的流动造成一=0.9时很多不稳定因素。这也是导致当d,数值计算直接发散的主要原因之,因此放弃该方案。
华东理工大学硕±学位论文第33页.石4=图.5方案兰改造后阀口盘片流道模型图(d0.9)=-Fi.4iscflathmodelafterlan(g.5Dowp3d0.9)p4.3最小流量阀出日段结构改造及噪声场分析一节针对盘片进行改造,本意是在噪声源头抑制噪声的产生上,然而数值计算结一果表明,降噪效果极为有限,有些甚至比改造前的噪声还高。方面是因为阀口本身结构复杂,且盘片尺寸狭小,流道迂回曲折,难W对盘片有较为有效的改造方案,另一一,,击即中方面在源头抑制噪声涉及到阀口本身设计、结构等多方面的因素很难,进行最有效的改造,因此本文继续探索从控制噪声传播途径的方面入手,研巧阀口噪.声控制。一结合飞机发动机壳体结构和消声器的原理,提出种阀口降噪结构。民用飞机发,它是经过大量实验动机壳体基本采用鼓形结构,充分考虑噪声问题后设计出的4500一因此本文试图借鉴飞机发动机的外形构造对X阀的出口段进行改造,。另方面消声器W主要是把多孔吸声材料固定在气流通道的内壁上或按照一定方式在管道中排一列,,当声波进入消声器时,部分声能在多孔材料的孔隙中被耗散为热能使通过消。声器的声波减弱因此本文在阀口出曰段内壁面上设置若干小孔,改造后流道模型如图4.6所示。/tJ,"",1歹'‘'t——-/?iW:Hir^fli酸|g|||lygH。J.图4.6改造后流道模型.modettFig4.6flowasslaferreconsuctionp4-2本文为了研究不同孔距和孔径对降噪能力的影响,共设计了4种方案,如表所
第34页华东理王大学硕±学位论文b为沿流向相邻两小孔中屯、距离,d为小孔直径。D为鼓形出曰段最大直径示,表中,h为小孔深度。表4-2不同工况出曰段参数-tTable42ExisectionarametersofdifferentcasespD(mm)h(mm)d(mm)b(mm)Planl510制5204010Plans220Plan42104,图.7是改造前后阀口对称面的速度云图,对比改造前后速度云图可发现改造后的盘片出口段低于改造前的流速,出曰段的改造仅仅影响了盘片至下游段,阀口进口段及盘片内部流场基本未受影响。甲壬只了T1]哪ili图4.7改造前、后阀口对称面速度云图Fig.4.7Velocitycounterof円0Wvalvesymmetrbeforeandafterreconstuctiony44.9口图.8、图分别是改造前、后阀口出管段端动能和耗散率云图。端动能反映了脉动的剧烈程度,耗散率则表征編动能的消耗快慢。从图中可W看出,在阀口底部区域,改造后的縮动能和耗散率均大于改造前,而盘片中也区域的变化趋势相反。由此可知,改造后的阀口出口管段能够消耗更多的滿流脉动动能。A(U)kW(—'_??H节麵圓丄I!r]r:T*i—I0江巧78947411化11689b1973682丈684203047W78SW成21化TKb19736S2327411.6842图4.8改造前、后阀口出日管段端动能云图Fig.4.8Turbulentkineticenergycounterbeforeandafterreconstruction
华东理工大学硕±学位论文第35页、、?"/、^?^’茂:1—^、\、'1\V、《隱'V!、'?h;三■"—金占於户eW()e(W) ̄^ ̄—…'r:HHfji.!Iin^MITil1i1叫0巧巧95W57.的473684的巧797的4.749473680巧78.巧WW巧4736846316.79788474947368.图4.9改造前、后阀口出口管段耗散率云图Fig.4.9Turbulentdissipation巧化couMerbeforeandafterreconstruction为了分析流场中的压力脉动特性,在阀口中设置了如图4.10所示的4个监测点。在LES计算时,对监测点的压力进行实时记录,然后进行快速傅里叶变换(FFT),得出各监测点的脉动压力频谱图,如图4.11所示。从图中看出,监测点1和2处压力脉32动幅值达到l〇Pa,而其余两处压力脉动幅值仅为1〇Pa,说明盘片处存在较大尺度的1口,产生的噪声也较大。监测点改造前后曲线几乎重合祸运动,说明出管段的改造对盘片处的噪声基本没有影响。监测点3改造后的库力脉动幅值低于改造前,说明改、造后的阀口底部噪声有所减弱()4。盘片中屯监测点2与阀口出口管段(监测点)压力脉动却有所增加,这说明出日结构变复杂之后,加剧了阀口内部调运动。.""'苗I巧t图4.10脉动压力监测点位置Fi.4.10moni1iitttig;orngponofflucuangpressure**-1010Prafter—.、W。。v.',,糧r^"^fe'a。"—;‘’’,n?wrMrl|1)^bI2简"…'……■■II''I’?I'''III…'II?I'’.1.I…?1。^1〇1’非山i,[地〇若心去)也知去山巧HzHz)巧)PointlPoint2
第36页华东理工大学硕壬学位论文ioVi〇V,,rMa"’":rV,MfrJSf,%.afterH…^"r1r…………'……‘i……'I'…'"''"'''''""''""'""1〇心心‘Iss""*?心IJjoVi〇l〇jqI10loiHzHz巧)f()PointsPoint44图.11改造前、后不同监测点脉动压力频域图Fig.4.11F山ctuati打gpressurefrequencydomai打ofdifferentmonitorointbeforeandpafterreconstruction4一1图.2是改造前后盘片及中也管段在同瞬时的祸量云图,其中对祸强进行无量纲处理,Q=^(其中,Q为无量纲的渦强,d为盘片通道直径,U为阀口进口速U度)。从图中可W看出,盘片槽道处的锅量强度最大。不同瞬时的锅量云图范围与分布基本相似,,且,,但呈现不规则运动无明显周期性改造后的满强高于改造前尤其是、17%。从噪声发生的角度看在盘片中屯处,祸度最大值增大了约,祸的增强会导致声一,源的加强。但另方面,压力脉动的传播也是噪声控制的关键因此下对出口管段的祸量输送进行分析。—zn化。ic的Ii1X.L.II1N/orticiI1111ty誦4481012116182022242628■262146810214巧1820巧24巧巧S^?c漁脈^脚^興:蹄*J匿證、嗎挪囑欄纖诚驟誦於^尸纖輕緣徽。)!瓣投厕験马巧‘眶;3?^况'".?弓道辦題..?帶ijc觀麵粒/y沪殺f巧y叫^穀脇6化邀蔓3吉^麵識繼^辨排,脈汲占猫誦盼和|唉|宽^^^^^^句'?、户"'"tir'-TtIL_l!?(aBeforereconstruction(bAfterreconstruction))图4.12改造前、后祸量云图Fi.41ttantucteeforeandafterreconstructong.2Voriciymgideounrsbi图4.13是改造前后单位质量流量通过阀口出口段截面的祸强与截面位置的关系曲线图。分别对改造前后的出口管段沿X轴方向选取8个截面,得到单位质量流量通过一,改造后的祸量强度高于改造前每截面的祸强。从图中可W看出,但是由于内壁面
华东理工大学硕±学位论文第37页小孔的衰减作用,改造后的祸量衰减率大于改造前。即改造后的出口管段消耗了更多的能量,从而抑制声音的传播,起到降噪的效果。3000PAIAmIAf\tereore\Bf而2000:\\%XX.帝so。:N.-1000''■I■■II■I■Ii1I?11115000.8020..040.06000.1.114Xm()图4.13改造前、后阀口出口段祸强与位置的关系图F1toncounteetweenvaveextroievortctandostonefoig.4.3Relairsblipfliiypibreandafterreconstructiond4.14对孔距b和化径进行比较,图是改造前和改造后的阀口整体声压级频谱图。一从图中可W看出阀口流场噪声没有明显的主频率,是种宽频噪声,与之前观察的无一流速下规则满运动相对应。在同,阀口整体噪声在低频时声压级幅值较大,随着频,幅值持续下降。由此可知,噪声低频部分能量较大率的升高,高频部分能量较小。,根据祸声理论,大尺度锅旋主要产生低频噪声此外,而小尺度祸旋主要产生高频噪一,声,祸旋尺度分布的不均造成阀口内部流噪声的频带分布也很宽进步说明了阀口一内部的祸流运动是引发阀口流噪声的重要原因之。消声器孔距和孔径应满足W下关49[1系:-b>d+d(416^/)--34表4总结了4个方案的小孔参数和降噪能力。其中,方案二和方案四满足(1)式的要求,它们的降噪能力相对较好。140r■Origin,!bnpPlan1-130Panl2Pnla3Plan4;1Ilii[t#I叩|’‘||-"-i‘.J7。‘,’‘!2〇S〇04(Vjo品巧Hz)图4.14改造前后声压级频谱图F..1ig44SPLspectrumofvalvebeforeandafterreconstruction
第38页华东理工大学硕±学位论文表4-3最小流量阀出口段的不同结构改造降噪能力的比较-NoTable43isereductionabilityofdiferentreconstructionofvalveexitsections ̄^SPLNoiseDhdb(mm)beforeafterreduction(mm)(mm)(mm),,…、(dB)(dB)(dB) ̄Planl510133.624^Plan2520130.058.294010138.34Plan3220m.545.8Plan4210131.436.914.4最小流量阀出口段孔板改造及噪声场分析上述两个方案中一,第个是从源头控制噪声,减少噪声的产生。虽然效果不甚理一想,但对于综合改造方案有定的借鉴意义,;第二个是通过抑制噪声的传播消耗噪。声在传播过程中的能量,^达到控制噪声的目的从第^章阀口流场的分析可^[^得知,N一。K.W.阀口的降压能力越大,种降噪方,所使用的通流盘片数越少噪声越高g提出一案,通过在阀口出曰段插入多级孔板达到降压目的,且每级孔板上分布足够的小孔分散来流。为了验证该方法的有效性,本文在阀口下游出曰管段增设单级多孔节流孔板,研究其对噪声的影响。iiBMUIMIB强wwg黨騰m<>3087.510(mm)4图.15孔板安置点示意图Fig.4.15Thelocationoftheporeplate图4.15为孔板在阀口下游出口段放置的位置示意图,孔板厚2mm,距底座中必40mm.5mm。从分析可导出,距出口段87,孔板的设置必然分担了部分盘片的降压一,因此增设孔板的阀口可用到更多的通流盘片作用,从而降低定的噪声。为了使一=一结果具有定的参考价值,故设置不同孔径的孔板加对比,且同孔径均设置了个不同盘片数与之对应,分配不同的压降,,此分析压降对噪声的影响并得到对降噪最为有效的孔径。
华东理工大学硕±学位论文第39页禱品碱齡@?公!誦梦fY鸿'蓄siW^ipf#掉的图4.16不同孔径孔板截面示意图Fi.41ssroieoferentameteroreateg.6Cropfldiffdippl图4.16为H种不同孔径的孔板截面示意图,分别为Imm,2mm,3mm。虽然孔板上设置许多小孔一,,,主要是为了分散来流但是孔板也会起到定节流降压的作用因此在原有最佳开度的盘片数基础上,,需要适当增加盘片数使阀口前后压差仍为工况要求的8MPa。本文针对不同孔径设计了多种方案,且为了方便比较孔板与盘片的降压4-4所能力,,计算出孔板的压强损失如表示表4-4孔板参数及噪声分析计算值ab-Tle44Poreplatearameterandcomutationaldataoftheacousticanalsisppy孔后孔径通流盘孔占比阀前后压差S化值翁化I了算例孔数压差(mm)片数(%)(MPa)(dB)(MPa) ̄Caselimn3^89130.38l-42Case1111246.785.8K6.671.88l-18.127.891Case21421046.776.9-Casel31421946.788.5131.381.94Case225912如.228133.593.13-1ase21285237.895C.6127.621.37ase2-228510^.898130C.271.42Case2-329784311.9134.181.02Case332112217.8139.53.81Case3-133712375.3125.25O>.S6-6mCase323379377.97.1.04上表中,孔占比是指所有小孔面积之和与阀口出口管段内截面面积的比值,即孔占比的大小反映了小孔的面积总和。阀口前后压差由于盘片取整的缘故,取最接近8M化的算例。孔板前后压差直接反映节流孔板起到的降压能力,该值由孔板前5mm和孔板后42.25mm处截面质量流量平均压力作差所得。上文分析得知,锅量强度是导致阀鬥噪声的直接原因,因此通过观察阀口盘片区域和孔板前后的锅量强度云图,与原型阀进行对比,可得出孔板对阀口噪声的控制4-能力。图.174.19给出不同孔径算例的祸量云图,加W比较分析。
第40页华东理工大学硕±学位论文?■iIIIwsm■麵IIITII腸涵IrIIVorbat00?030地50的拘扭奶100Vorfiat0102030伯W说7080901001yy■VCase-lCasel1""..mm■'Mil111ItII下m]111■■IIt1ti20如450说7扣90Vorici:00203040泌60扣8090100Voricty01000100yliylitfi^— ̄髮T??—-ase-C12Casel3图4.17Imm孔径阀口对称面祸量云图F-17Vrticitdistrbutionoftheflowratecontrolvalvesmmetrat1mmdiameteig.4.oyiyyrwmnIIIIiII1iTwmIw■■rTV汾典ortob.01020必40说说70100Vt4ortoD102030050助70的90100yMMase2se-CCa21 ̄—iIlHlllIM■剛IiiIIImmo30t的Vrtcit0050扣70的泌100Vortoty14y10W40203C0说70扣901的JiwjCase2-2Case2-34.182mm化径阀口对图;称面祸量云图-F.4iot2ig.18Vortcitydistributionof化eflowra化contrlvalvesmmetrammdiameteryy
华东理工大学硕±学位论文第41页"11r ̄ ̄ ̄ ̄ ̄ ̄\I」三口….^…1Ir^niIi[Vc^aty0140203005060708090100V^i.:4yTTo20300506070Jd90WiJy|jMCase3Case-31II—IVortaty01020304050BOw说典100LI,rnantL^ammJBIIHCa-se324.19mm图:3孔径闽口对称面祸量云图-Fi.4.19Vortchstronoft化化trgiydi化utihe円owracon〇1valvesmmeat3mmdiame化ryy4-4从表中可W看出,1mm孔径的降2mm,就声压级的绝对值而言噪效果最佳,一孔径的孔板其次,3mm的最差。比较同孔径孔板前后的压差可看出,孔板能够为一盘片分担部分的庄降,且孔板承担的压降越多,噪声值越島。也就是说,阀n盘片对噪声的影响小于孔板的影响,这也是设计迷宫盘片式最小流量阀的优势所在。观察4-.174.19不同孔径的满量云图可发现,孔板下游的锅量强度随着孔径的增大而增强,一而满强是导致阀口噪声的直接原因之,这说明了小孔径孔板噪声相对较低。小孔径,而大孔径的孔板下游并无明显祸强的增加,特别是3mm孔径孔板下游处祸强增大,直接导致噪声的增加一KW。从另方面分析,根据am.Ng,小孔径孔板相较于大孔径可W将来流分散,有利于流体消耗更多能量,从而降低锅强,控制噪声。4.5本章小结本章根据噪声控制基本原理,提出了王种阀口机构改造方案,分别是针对阀口噪声源的盘片进行切圆角处理抑制噪声的产生、对阀口出口段进行结构改造来控制噪声的传播、在阀口出口段放置单级节流孔板,分担盘片的降压作用。各降噪方案得到结论如下:一(1)对盘片改造有定的降噪效果,其中对拐角切圆角的降噪效果最优,沿盘片环向棱边上下切直角几乎达不到降噪效果。盘片的通流裕度对噪声的影响是非常显著的一。槽道截面形状对噪声也有定影响。(2)对阀口出日段进行结构改造,改造后的盘片出曰段低于改造前的流速,出曰
第42页华东理工大学硕±学位论文段的改造仅仅影响了盘片至下游段,阀口进曰段及盘片内部流场基本未受影响。在阀口底部区域、,改造后的端动能和耗散率均大于改造前,而盘片中屯区域的变化趋势相反。由此可知,改造后的阀口出日管段能够消耗更多的瑞流脉动动能。盘片处存在较大尺度的锅运动,产生的噪声也较大。改造后的阀口底部噪声有所减弱。出口结构变复杂之后。然而,改造后的锅量衰减率大,加剧了阀口内部满运动于改造前。即改造后的出曰管段消耗了更多的能量,从而抑制声音的传播,起到降噪的效果3-5化。数值计算表化鼓形出口段和其内壁的小孔结构降噪能力约为。降噪效果最佳的孔距应保持在等号附近为宜。(3)在阀口出口管段安置单级小孔节流孔板,基本达到了分散来流的目的。孔板一1mm孔径下游的锅量强度随着孔径的增大而増强,因此的降噪效果最佳。比较同孔径孔板前后的压差可W看出孔板承担的压降越多,噪声值越高,也就是说,闽口盘片对噪声的影响小于孔板的影响。
华东理工大学硕±学位论文第43页第五章总结与展望5.1总结。闽口噪声作为工业噪声的重要组成部分,受到国内外越来越多的研究学者的关注一款X4500型环流对冲式最小流量阀为研究对象本文苏州德兰新能源有限公司的,通过计算流体为学方法,运用RANS时均模拟和LES大锅模拟相结合的方法计算阀鬥的内部流场,讨论阀口流场的特征巧演变规律;应用声比拟法对阀口远声场噪声进行计算,探巧阀口的噪声源队及传播机理;提出H种阀口改造方案,从H种不同角度来。总控制阀口噪声,并探讨降噪机理和降噪方案的可行性结全文,得出W下主要结论;一(1)本文所研究最小流量阀的实际运斤情况与线性理论开度存在定差异。经过口前后压差为a一大量的数值汁算得到满足工况阀8MP的最佳开度工况,为下步计算奠定基础。阀鬥的降压作用主要来自于盘片,且压力沿盘片由外向内逐级递减。阀n内流动最大速度位于盘片槽道内,约60m/s。一阀口内部存在H个较为明显的縱祸。个位于阀口进口向上进入盘片段,但仅存二是、在于高进口速度算例中。第处在盘片出曰向中屯的射流段,此处的流场极为奈乱,呈现出无周期、不规则的流动状态。第H个是位于阀口底座,由于流体指向出口,且来流为自由落体过程,在背离出曰方向上有较大尺寸游祸。盘片槽道处的祸量强度最大。不同瞬时的锅量云图范围与分布基本相似,但呈现不规则运动,无明显周期性。在进口速度小的算例中,,仅盘片槽道内流体锅量较大而在大进口速度算例,盘片出曰对冲区域的流体祸量也较大,说明此区域流场极度奈乱的状态。阀鬥中基本不产生空化噪声,因此满流噪声将是主要的噪声类型。且声音通常是由通过控制阀的高速流体产生。盘片槽道和盘片出口区域既是阀口祸流强度最大区域,也是阀口流体最高速度所在区域,因此,阀口盘片槽道巧部和出口附近区域为主要噪声源。口一)当来流速度定时,阔口表面压力和声压均随时间而变化,且具有随机特征。一阀口流场噪声声压级的频带很宽一流速,没有明显的主频率,是种宽频噪声。在同下,随,,阀口流场观测点噪声在低频时声压级幅值较大着频率的升高幅值持续下降。由此可知,噪声低频部分能量较大,离频部分能量较小。相同流量时,噪声随着阀口前后巧差的増大而升高。对于相同进出日压差,噪声随流量的增大而降低。-8-4根据旧C60534标准计算得到该最小流量阀的100%流量、8片通流盘时外部声一fluen压值为化.38dB。与数值模拟计算所得噪声值有定差距。因此本文中运用t软件一计算得到的噪声值仅作为参考,为之后闽口结构改造后的噪声控制效果提供个直接对比的参考值。一3)对盘,(片改造有定的降噪效果,其中对拐角切圆角的降噪效果最优沿盘片环向棱边上下切直角几乎达不到降噪效果。盘片的通流裕度对噪声的影响是非常显著
第44页华东理工大学硕±学位论文的一。槽道截面形状对噪声也有定影响。对阀口出口段进行结构改造,改造后的盘片出口段低于改造前的流速,出口段的改造仅仅影响了盘片至下游段,阀口进口段及盘片内部流场基本未受影响。在阀口底、部区域,而区域的变化趋势相反。,改造后的端动能和耗散率均大于改造前盘片中屯由此可知,改造后的阀口出口管段能够消巧更多的端流脉动动能。盘片处存在较大尺度的祸运动,产生的噪声也较大。改造后的阀口底部噪声有所减弱。出口结构变复杂之后,加剧了阀口内部祸运动。然而,改造后的渦量衰减率大于改造前。即改造后的出口管段消耗了更多的能量,从而抑制声音的传播,起到降噪的效果3-5犯。数值计算表明,鼓形出口段和其内壁的小孔结构降噪能力约为。降噪效果最佳的孔距应保持在等号附近为宜。在阀口出口管段安置单级小孔节流孔板,基本达到了分散来流的目的。孔板下游一的祸量强度随着孔径的增大而增强,因此1mm孔径的降噪效果最佳。比较同孔径孔板前后的压差可看出孔板承担的压降越多,噪声值越高,也就是说,阀口盘片对噪声的影响小于孔板的影响。5.2展望本文在大量国内外研究学者研究成果的基础上,提出了H种最小流量调节阀结构改造的方案,文章仍然存在很多不,控制噪声。但是由于作者能力和时间精力有限一步探究之处足之处和值得进:-(1)本文运用大祸模拟和FWH相结合的方法,对阀口噪声进行模拟。但是数值结果表明一,计算所得噪声值与理论计算值存在定差距。这主要是由于本文的声模拟一方法中未考虑阀口壁面对噪声传播的影响,而流动中的流体会在阀口内壁面上加载一,,这负荷从内壁面传递至外壁面再由外壁面向远场传播。因此定的负荷,在声模。拟的方法中考虑流固稱合及振动噪声的影响,所得结果会更接近于真实噪声值一些结构改造方案(2)本文虽然提出了,但仅限于尝试探索的基础型研巧。因此一后续还可些更深入的探讨,比如在阀口出口段采用多级节流孔板口管段1^做,出采用渐扩管的形式等等。"'巧.ERROR-&^NSORPMSPEAKERICROPHONEMICROPHONE'IcontrolCer^I图5.1阀口嗓声的主动噪声控制概念F.1ig5.Activenoisecontrolconceptforvalvenoise
华东理工大学硕:f:学位论文第45页一些新型的降噪方案(3)可W尝试,比如主动降嗓。该方法主要依靠接收器(sensormicrophone)、传感器和发射器(speaker),接收器接收到来自于调节阀的噪声,一个相位相反的声源并发射出去通过信号处理,提供,与原噪声抵消如图5.1所示。,一这技术己经较为成熟一,也已被运用在些量产车型上。此外,还有许多先进的主被一动降噪技术,有待进步的研究探讨。
第46页华东理工大学硕王学位论文参考文献[1]Romero,M.民.y<\rrua,民.D.,AlvarezIgarzabal,C.I.etal.Valvebased0打novelhydrogels:romsnhes-Ftis:oalcaionensorsandcuaorsemcay1it.SAttB.Chil2013B188:17618.pp阴,4,,arunanidhiS.SinaerumalM"Oesinanalsisandsimulationofmanetostricv口]K,,gp,g,ygtieactuatoranditsalicationtohihdynamicservovalve[J].SensorsandActuatorsA.ppg,Phs2010118-197ical572:5.y,,()间裴润有澡桂觀白金亮等.智能化工业阀口质量检验装置的研巧与应用[j]怎油工业技-术监督201430:1519.,,(巧20141-:209210钱青江智慧阀口试验装置研充町中国机械.[旬,,口)11-5吴九汇...2:1.[]噪声分析与控制[M]西安;西安交通大学出版壮,206BinXuJunhuiZhanHuaonYan巧al.SimulationKsearchon化stributionmethog,gdofg,ygaxialistonumputilizinressureeualizationmechanismJ.ProceedinsoftheInstitutionppgpq[]gofMechanicalEngineers,PartC.Journalofmechanicalengineeringscience^013273:459-^()469.[7]Habets,J.>SmerskyP.LeinerT.etal.Artifactireductionstrateiesforprostheticheartvalve;y,,,gCT-imainnernationalournalofcardiovasc山ariman1.Iti02288:20992108.gg内jgg^,()口ChemicalEnineerinGrou.Thisvalvetrimcombinesmultilenoiise乂ontrol]ggppJ-27mechanisms.ChemicalEnineerin2008。53:19.f],gg,()[9]吴石,张文平,柳贡民.充液管路系统中阀口流噪声的研究[J].噪声与振动控制,2005,--巧(03別..)[10]袁新明毛根海张±乔貧阀口流道流场的数值模拟及阻力特性研究阳冰力发电学,,1999460-报:66.,,()[U]《!1华坪,陈浮,马波等.基于动网格与UDF技术的阀口流场数值模拟阴巧轮机技2-200850:术106108.,,()12王继宏..工[],刘建军,崔永强等离压联合进汽阀口H维粘性流场数值分析饥程热物理2000215-学报:573575.,,()[13]陶正良,蔡定硕,严春雷等.电站调节阀内流场的H维数值模拟及实验研究[J].工程热200324-16365:.物理学报,,()[14]惠伟刘应征,王少飞等.蝶阀阀体后双弯管道流场的数值模拟阴.动力工程学,2014346-报:4504巧.,,()152J钟云张继革.[],王德忠等核级气动薄膜单座调节阀流场数值模抵.核,[]动力工03-程名1015:5356.,()[16]郝娇山.高压差迷宫式调节阀流场数值模巧与流量特性研巧阴.自动化与仪器仪2013540-4245表:.,,(),[17]朱奇.超超临界百万千瓦汽轮机主调阀流场非稳态数值研究D.上海交通大学[],2010.[18]宋忠策陶国庆刘建峰等最小流量调节阀内部流场及流量特性模巧研究[J.,]流体机20145別-34械.,,()
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华东巧工大学硕壬学位论文第49页m、本文研巧受到苏州德兰新能源有限公司的资助!,特此表示最衷屯的感谢谨此文献给所有关也、支持和帮助过我的人们。本文是在导师赖焕新教授的悉也指导下完成的。H年的研究生生涯,对于学习生。涯无疑是短暂的,但是对人生的影响是重大的从本科到研究生,赖老师无论在学习还是在生活上都给予了我许多的帮助与支持。在我学位课程的拟定、研究课题的确定、论文撰写等许多方面给予我认真教导和细也关怀,使我受益良多。也培养了我自主学习、主动探索的精神。同时,赖老师的敬业精神、平和谦虚的为人和脚踏实地的作风为我树立了良好的榜样。在此谨向我的导师赖焕新教授致崇高的敬意和衷也的感谢!在H年的硕±研究生学习生活中,得到了研充生院老师的支持和研会主席团成员一的帮助,让我在H年时间内收获了段弥足珍贵的友情,也教会了我许多待人接物的一笔很大的财富道理,相信在日后的工作岗位上。,送会是此外,我还要感谢实验室的陈金蠢师兄与马坤师姐,感谢他们对于我的课题给予指导、帮助,并提供相当的指导建议,避免我少走了很多弯路,提高了我的研究效率。也特别感谢王干新师弟一,与我做相关的课题,他的努力研巧也帮助我解决许多个人没法解决的问题。感谢同科室的常怀见、朱路、白海涛、李业强、徐文洁同学对我的热情帮助和支持,你们的鼓励都让我不再孤单,你们的帮助让我更加自信地面对困难,非常地谢谢你们!实验室大家庭带给我的温暖与感动将是我学生年代最美好的回忆。最后感谢评阅论文和出席博±论文答辩委员会的诸位专家、教授在百忙中给予的‘、、巳!悉指导同时也对曾给予我帮助和关屯我的老师、同学和朋友们表示衷也的感谢!张田二零一五年四月于梅陳
第50页华东理工大学硕±学位论文附录攻读硕±学位期间发表的论文1.张田赖焕新.核电锅炉给水粟最小流量循环闽出口形状改造及噪声控制[J].华,东理工大学学报(自然科学版).'
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