CN113536631B - 多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，包括：步骤1，对多级降压调节阀的流场进行仿真分析，得到调节阀内部流动计算结果；步骤2，在调节阀内部流动计算结果的基础上，基于有限元方法建立多级降压调节阀的声振耦合计算模型，通过对不同开度和不同工况条件下调节阀的振动及噪声特性进行数值模拟计算，获得调节阀的振动和噪声特性，以及不同开度和不同压差对调节阀振动和噪声的影响规律。本发明根据多级降压调节阀的声振特性建立了有效的数值计算方法，计算结果可以反映工质对调节阀产生的流激振动及流激噪声的变化规律，为未来调节阀的减振、降噪设计提供了理论依据和数据支撑。

Description

多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法

技术领域

本发明涉及多级降压调节阀技术领域，尤其涉及一种多级降压调节阀流激 振动及噪声数值模拟方法。

背景技术

高压调节阀在多个工业领域均发挥着至关重要的作用，是保证系统安全、 经济运行的重要设备之一。高压调节阀在高温高压差工况下运行和启闭过程中， 流体流经控制阀内部各元件时会产生剧烈的压力脉动，进而诱发阀体振动并产 生高噪声。调节阀的振动和噪声值超过一定分贝后会对各部件产生疲劳破坏， 同时给人类活动及环境带来了严重的噪声危害。随着工业水平的不断提高，对调节阀性能的要求也越来越高，关于高压调节阀的振动和噪声特性研究应给予 足够的关注和重视。

多级降压调节阀内部采用多级套筒结构使得压降被分摊在不同的节流面上， 有效地降低了流体的流动速度，可以防止空化的发生，同时起到了减振和降噪 的作用，但目前有关多级套筒降压调节阀振动及噪声领域的研究仍相对较少。

在流激振动方面，Misra等建立了控制阀与管路系统耦合的动力学模型，确 定了管路系统自激振动的机理，发现自激振动是由水锤、下游管路的声反馈和 阀门处的高声阻等造成的。Zaryankin等通过试验研究了压力脉动对管路控制阀振动的影响，研究表明控制阀的振动状态与非定常流动直接相关。Al-Amayreh 等采用CFD方法计算了蝶形阀附近的流动特性，预测了阀门处的压力脉动和涡 脱落频率，并分析了由于湍流流动和涡脱落产生机械振动和共振的可能性。钱 锦远等分析了调节阀振动(外激振动和流激振动)的产生机理，系统地总结了调节阀振动的研究方法(实验方法、理论模型仿真和数值模拟)，并提出了阀门振动的抑制措施(根源减振与传播减振)。王燕等设计了一种消声减振套筒式高压调节阀，通过数值模拟分析了调节阀的内部流动及声振特性，研究发现 适当增加级间间隙和减小套筒孔径均有利于消声减振。侯英哲等通过搭建试验 平台对蒸汽调节阀结构振动及噪声开展了研究，阀门在小开度下工作时的节流 较为严重，工质流经阀门容易形成空化，采用防涡降噪孔罩等减振元件可以有 效避免严重的振荡和气蚀。李树勋和王天龙等基于直接边界元方法对高压降蒸汽疏水阀进行了流激振动研究，结果表明阀门开度对振动特性的影响较小，总 振级随降压级数的增加和节流孔径的减小而降低，且振动主要成分向50～500Hz 频率范围集中。

在流激噪声方面，Kolesnikov等测量了管道壁面的压力分布，通过频谱分析 确定了自由频率和定常波，结果表明噪声是由于结构突变导致定常波的急剧变 化而产生的。Fan等总结了汽轮机控制阀气动噪声的几种经典预测方法，主要包括直接声源逼近法和间接声道逼近法；并提出了控制阀气动噪声的抑制和消除 建议，对控制阀噪声水平的控制具有重要的指导意义。Zeng等在试验中连续调 节压比观测了控制阀内的声突变现象，相同工况条件下的噪声和压力波动随压 比的变化过程而不同，因此可采用声音突变来确定控制阀内岩心流和环形流的 范围。徐晓刚等针对高压调节阀建立了内部流动计算模型及噪声计算模型，研究了套筒层数对调节阀内压力、流速和噪声的影响，发现在高压降调节阀内采用多级消声节流套筒可有效实现逐级降压、限制流速、抑制噪声的目的。李树 勋和娄燕鹏等以流激噪声理论为基础，结合声学边界元方法(BEM)研究了不 同参数对套筒式调节阀噪声特性的影响规律，不同结构参数的调节阀噪声频谱 均呈现明显的宽频特性，声压级受套筒孔径和套筒间隙的影响，套筒间隙为8mm 时声压级取得极小值。

综上来看，目前已对控制阀开展了不同工况及结构参数下的振动及噪声特 性研究，但对于不同开度下多级套筒结构降压调节阀的声振耦合特性的研究鲜 有报道。

发明内容

本发明的目的是提供一种多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法， 以典型工况下高压降多级降压调节阀为研究对象，建立调节阀的三维声振耦合 计算模型，对不同开度和不同工况条件下调节阀的振动及噪声特性开展数值计 算，分析阀门开度和压差对调节阀振动及噪声的影响规律，为调节阀的减振降 噪设计提供理论依据和参考。

本发明提供了一种多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，包括：

步骤1，对多级降压调节阀的流场进行仿真分析，得到调节阀内部流动计算 结果；

步骤2，在调节阀内部流动计算结果的基础上，基于有限元方法建立多级降 压调节阀的声振耦合计算模型，通过对不同开度和不同工况条件下调节阀的振 动及噪声特性进行数值模拟计算，获得调节阀的振动和噪声特性，以及不同开 度和不同压差对调节阀振动和噪声的影响规律。

进一步地，所述步骤1包括：

多级降压调节阀内部流动计算中阀门进、出口分别指定为压力进口和压力 出口的边界条件。

进一步地，所述步骤2包括确定数值计算网格及边界条件，具体包括：

在建立多级降压调节阀结构模型的基础上，简化处理多级降压调节阀的倒 圆和倒角结构，并对其进行四面体网格划分，在保证网格质量的同时控制模型 不同位置的网格疏密程度，以准确计算调节阀和管道的振动特性；

在声振耦合计算中，对调节阀及管道内壁面施加压力脉动边界条件，根据 多级降压调节阀和管道的实际使用情况，对调节阀和管道系统进行位移约束；

采用有限元方法计算阀门和管道的声振耦合特性，围绕调节阀和管道外壁 面采用凸网格形成远场声学计算面网格，在其中填充四面体网格进而形成噪声 辐射有限元计算网格，根据最高噪声频率确定声学网格的最大尺度，声学监测 点设在调节阀后1m、距管道外壁面1m处；

在声振耦合计算中，将调节阀及管道外壁面设置为声振耦合面；将管道的 出入口均指定为无反射边界条件，设置声阻抗为13×10⁶kg/m²·s；包络调节阀 和管道的远场面设置为AML表面，求解过程中根据计算频率自动生成符合计算 条件的PML层。

进一步地，所述步骤2的计算方法包括：

数值计算中瞬态流场模拟的时间步长为2×10^-5s，取样间隔为6×10^-5s，采样 总时长为0.1s，调节阀内壁面压力脉动的采样频率为10～8333Hz，计算中以cgns 格式导出壁面的压力值，得到不同开度及不同工况下调节阀和管道内壁面的压 力脉动信息；

将表面压力脉动信息导入LMS Virtual Lab计算软件，将时域压力数据映射转移至调节阀和管道结构计算网格上，进行快速傅里叶变换将其转换为壁面上 的压力脉动频率信息；

将管道内壁面的频域压力信息作为载荷采用有限元方法对调节阀和管道的 声振耦合进行数值计算。

进一步地，所述步骤2还包括：

对调节阀不同开度下的模型进行振动计算分析，在阀体上的监测点监测各 轴向的加速度分量，根据物体的总振级合成公式进行调节阀振级转换，得到不 同开度下的不同监测点振动频谱曲线，以及总振级随不同开度变化曲线，根据 得到的曲线分析得出不同开度对振动的影响。

进一步地，所述步骤2还包括：

根据不同监测点处在不同开度下调节阀的声压频率特性曲线及不同监测点 处总声压级随调节阀开度的变化关系曲线，分析得出不同开度对噪声的影响。

进一步地，所述步骤2还包括：

根据不同开度下总振级与压差的关系曲线及调节阀不同开度下总声压级随 压差的变化关系曲线，分析得出不同压差下调节阀的振动及噪声特性。

借由上述方案，通过多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，在调 节阀内部流动计算结果的基础上基于有限元方法建立多级降压调节阀的声振耦 合计算模型，通过数值模拟计算，获得调节阀的振动和噪声特性，以及不同开 度和不同压差对调节阀振动和噪声的影响规律，为调节阀的减振降噪设计提供 了理论依据和参考。

上述说明仅是本发明技术方案的概述，为了能够更清楚了解本发明的技术 手段，并可依照说明书的内容予以实施，以下以本发明的较佳实施例并配合附 图详细说明如后。

附图说明

图1是本发明一实施例中阀体内部的涡量分布图(Q＝1)；

图2是本发明一实施例中多级降压调节阀及管道模型；

图3是本发明一实施例中调节阀及管道的结构计算网格；

图4是本发明一实施例中调节阀及管道的声学计算网格；

图5是本发明一实施例中不同频率下调节阀及管道内壁面压力脉动云图；

图6是本发明一实施例中不同开度下的不同监测点振动频谱曲线；

图7是本发明一实施例中总振级随不同开度变化曲线；

图8是本发明一实施例中不同开度下调节阀的声压频率特性曲线；

图9是本发明一实施例中不同监测点处总声压级与调节阀开度的关系图；

图10是本发明一实施例中不同开度下总振级与压差的关系图；

图11是本发明一实施例中不同开度下总声压级与压差的关系图。

具体实施方式

下面结合附图和实施例，对本发明的具体实施方式作进一步详细描述。以 下实施例用于说明本发明，但不用来限制本发明的范围。

本实施例提供了一种多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，包括：

步骤1，对多级降压调节阀的流场进行仿真分析，得到调节阀内部流动计算 结果；

步骤2，在调节阀内部流动计算结果的基础上，基于有限元方法建立多级降 压调节阀的声振耦合计算模型，通过对不同开度和不同工况条件下调节阀的振 动及噪声特性进行数值模拟计算，获得调节阀的振动和噪声特性，以及不同开 度和不同压差对调节阀振动和噪声的影响规律。

该多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，根据多级降压调节阀的 声振特性建立了有效的数值计算方法，计算结果可以反映工质对调节阀产生的 流激振动及流激噪声的变化规律，为未来调节阀的减振、降噪设计提供了理论 依据和数据支撑。

下面对本发明作进一步详细说明。

1、流激振动及噪声理论分析

1)流激振动及噪声形成机理

多级降压调节阀内部工质的复杂流动过程中会产生压力脉动进而引发结构 振动。当工质高速流动通过套筒时，流道面积急剧减小，在流入孔隙时加速， 随后在流出孔隙时急剧减速，近孔隙处工质的流动方向发生改变，因此工质在 受到速度扰动及压力扰动的过程中诱发了调节阀的剧烈振动；当工质流过套筒时，临近套筒的多种尺度涡产生非定常脱落，并对套筒级阀体产生非定常变化 的载荷，形成了涡激振动的激励源。由图1所示阀体内部的涡量分布情况可以看 出，工质经过多级套筒后，压力迅速增大，可以推知其流速迅速下降，在这一 过程中工质会对阀体产生强烈的冲击作用；同时，套筒附近流场内存在着多种 尺度涡，流动特征较为复杂，且涡发生的位置难以稳定，存在多种尺度涡随时间的不断产生和破碎。以上两种情况下，工质均会对调节阀壁面产生一定的压 力脉动，从而诱发了阀体的流激振动。

流体动力噪声的声源主要包括单极子、偶极子和四极子声源。本实施例主 要研究对象多级降压调节阀的流激振动属于偶极子声源，即由流体与固体之间 不稳定的作用力产生的声源。在多级降压调节阀正常工作过程中，工质流经阀 芯产生了流动噪声并诱发了调节阀及管壁的振动，从而导致阀体进一步形成偶 极子声源噪声。

2)流场计算理论模型

为了对多级降压调节阀的流激振动噪声进行计算研究，首先需要对多级降 压调节阀的流场进行仿真分析。对于调节阀内的流动需要求解流动相关的控制 方程。本实施例采用的计算流体力学控制方程包括：连续方程和动量方程。

连续方程又称为质量守恒方程，下式为连续方程的一般形式：

该方程适用于不可压缩和可压缩流动，本实施例为可压缩流动。式中，ρ为 流体密度，

为流体速度矢量，S_m为源项，它是从分散第二相(如液体蒸发、空 化等)输入至连续相的质量。

动量方程通常用于描述在惯性系(非惯性系)中的动量守恒现象，可表示 为如下形式：

式中，p为静压，

为应力张量，/>

为重力体积力，/>

为其他外力(如与分 散相相互作用产生的额外体积力)。

其中，

为应力张量具体形式如下式所示：

式中，μ为分子粘度，I为单位张量，

项为体积膨胀作用项。

3)振动计算理论模型

多级降压调节阀在正常工作过程中产生振动的主要来源是高温、高压、高 速工质的高强度湍流运动对阀体壁面产生的附加脉动压力，调节阀的结构平衡 动力方程可表示为：

式中，K为结构刚度矩阵，C为结构阻尼矩阵，M为质量矩阵，M_p为附加质 量矩阵，δ、

分别为结构的位移、速度和加速度矢量，F₀为随机载荷分量。

将上式分解为j个独立单自由度系统的振动方程，将位移向量改写为广义坐 标形式

同时左乘/>

有：

随后由已知条件可得位移反应的功率谱密度函数：

式中，H(ω)为传递函数，S_F(ω)为节点载荷功率谱，其中

最终可求得位移响应均方根值：

4)噪声计算理论模型

在众多流动噪声问题中，固体边界对流动噪声源。

声辐射具有决定性的影响。Ffowcs Williams和Hawkings应用广义格林函数方法，将Lighthill气动声类比理论推广到了具有任意运动固体边界存在的流动发声 问题中，得到了著名的FW-H方程。该方程可以精确地描述任意运动物体与流体 相互作用的发声问题，通常可表示为以下形式：

式中，T_ij＝-P_ij+ρu_iu_j-c²ρ′δ_ij为Lighthill应力张量，P_ij为单位张量，

为 波动算子项，p′(x_i,t)为观测点在t时刻的声压，ρ为密度，ρ′为密度扰动量，u_i为 速度，δ为Kronecker函数，H(f)为Heaviside函数，δ(f)为Dirac函数。

2、多级降压调节阀数值计算模型

1)多级降压调节阀模型及参数

本实施例以图2所示的多级降压调节阀为研究对象，分析阀芯处于不同开 度下各级套筒对调节阀及上下游管道振动及噪声的影响。图2中11为1级套筒， 12为2级套筒，13为3级套筒，14为阀芯，15为阀座。

多级降压调节阀的公称直径为DN100，阀体材料为316L。多级降压调节阀 包含三级套筒结构，各级套筒及阀座上的开孔数量如表1所示，阀芯为流量调 节元件。

表1 套筒及阀座上孔的数量

2)数值计算网格及边界条件

多级降压调节阀内部结构复杂，在建立多级降压调节阀结构模型的基础上， 简化处理了多级降压调节阀的倒圆和倒角等结构，并对其进行四面体网格划分， 在保证网格质量的同时控制模型不同位置的网格疏密程度，以准确计算调节阀 和管道的振动特性。图3给出了本实施例数值计算中阀门及管道的数值计算网格，调节阀和管道整体的结构计算网格共包含113221个节点和517820个单元， 图3中1、2标注点为调节阀振动监测点。

在声振耦合计算中，调节阀及管道内壁面施加压力脉动边界条件，根据多 级降压调节阀和管道的实际使用情况，振动计算中需要对调节阀和管道系统进 行位移约束，对图2中调节阀和管道模型的B-B和C-C截面设置纵向、横向及 三向扭转固定约束，对A-A和D-D截面设置轴向及三向扭转约束。

本实施例中采用有限元方法计算阀门和管道的声振耦合特性，围绕调节阀 和管道外壁面采用凸网格形成远场声学计算面网格，在其中填充四面体网格进 而形成噪声辐射有限元计算网格，由于声学网格尺度与噪声频率直接相关，根 据最高噪声频率确定了声学网格的最大尺度，图4为声学计算网格，声学计算网格共包含359510个节点和1910887个单元。图3中同时给出了声学场点的计算网 格，根据《GB/T 17213.14工业过程控制阀第8-2部分：噪声的考虑实验室内测 量液动流流经控制阀产生的噪声》中关于噪声监测点位置的规定，监测点设在 调节阀后1m、距管道外壁面1m处，本实施例中共设置四个声学监测点，如图4 所示。

在声振耦合计算中，调节阀及管道外壁面将振动信息传至周围环境中，该 壁面设置为声振耦合面；管道的出入口均指定为无反射(全吸声)边界条件， 设置声阻抗为13×10⁶kg/m²·s；包络调节阀和管道的远场面设置为AML表面， 求解过程中根据计算频率自动生成符合计算条件的PML层。

3)计算工况及计算方法

多级降压调节阀内部流动计算中阀门进、出口分别指定为压力进口和压力 出口的边界条件，表2给出了本实施例中选用的典型工况下调节阀进出口的压力 及压差。

表2 不同工况条件下阀门的进出口压力及压差

数值计算中瞬态流场模拟的时间步长为2×10^-5s，取样间隔为6×10^-5s，采样 总时长为0.1s，故调节阀内壁面压力脉动的采样频率为10～8333Hz，计算中以cgns 格式导出壁面的压力值，得到不同开度及不同工况下调节阀和管道内壁面的压 力脉动信息。

进一步将表面压力脉动信息导入LMS Virtual Lab计算软件，将时域压力数 据映射转移至调节阀和管道结构计算网格上，进行快速傅里叶变换将其转换为 壁面上的压力脉动频率信息，图5为不同频率下调节阀及管道内壁面上的压力脉动云图，图5(a)为110Hz，图5(b)为1100Hz，图5(c)为5100Hz，由图可 以看出压力脉动幅度随频率的增加而减小，压力脉动在套筒处最强，其次在调 节阀出口也较强，这是产生振动及噪声的主要来源，将管道内壁面的频域压力 信息作为载荷采用有限元方法对调节阀和管道的声振耦合开展数值计算。

3、数值计算结果分析

1)不同开度对振动的影响

振动加速度级常用来评估固体的振动情况，其定义为给定物体振动加速度 与参考加速度之比的对数，其中，以分贝为单位的振动加速度级是以10为基数 的对数的20倍，具体定义如下：

式中，a为某频率下物体向某方向的振动加速度，a₀＝10^-6m/s²为基准振动加速度。

物体在指定频率下的三向振级，即在x轴、y轴和z轴三个方向的合成振级 可表示为：

式中，L_Vi为当频率为i时，物体的三向合成振级，

分别为当频 率为i时，物体在x、y、z方向的振动加速度级。

物体的总振级合成公式可表示为：

对调节阀不同开度下的模型进行振动计算分析，在阀体上的点1和点2监 测各轴向的加速度分量，根据上述公式完成调节阀振级转换，得到振动频谱曲 线，如图6所示。

由图6可知，在不同开度下，调节阀在监测点1(参图6(a))和监测点2(参图6 (b))上的振级峰值以及峰值出现的位置几乎一致，且随频率的变化趋势也非 常接近，可以近似认为调节阀的阀体在工质进口和工质出口附近的振动规律接 近，并未受到进出口工质的流量、流速等条件的影响。同时可以发现，调节阀 在不同开度下的振动频率特征基本一致，三向合成振级随着频率的增大先逐渐 下降，但振级在250Hz频率附近有较大的上升，随后继续振荡下降至2000Hz频率 附近，之后随着频率的增大有一定的回升；在低频段中，即10Hz～40Hz和 125Hz～300Hz频段范围，4种开度的振级均相对较高，可见调节阀在该频段属于 低频段的主要振动频率范围。

由图7可知，监测点1和点2的总振级在不同开度下几乎重合，随着开度 的增加，两监测点上的总振级逐渐由141dB增大之162dB附近。随着调节阀开 度的增大，工质在套筒内的流通面积增大，流量随之增加。流量的增加表明单 位时间内更多携带能量的工质流经调节阀，对阀体产生了更强烈的冲击，因此 调节阀的总振级随之增大。

进一步由图7可以看出两个监测点处总振级的变化仍有细微差别。在25％开 度下，入口附近监测点1的总振级略大于出口附近的监测点2；在50％和75％开度 时，两者总振级相当；在100％开度下，监测点2的总振级大于监测点1的总振级。 分析可知，通常阀体在正常工作过程中受到的流激振动可分为旋涡激发和非稳 定流动激发形式的振动。在25％开度时，入口处由于开度较小导致工质的流通面 积急剧减小，因此工质流经障碍物时产生了非定常的旋涡及其脱落，形成湍流 脉动，流动现象更为复杂。因此在25％开度时，监测点1的涡激振动效应更强， 导致阀体监测点1处的总振级高于监测点2。在100％开度时，涡激振动效应减弱， 而不稳定流动形式的振动激发效应增强，对于调节阀的入口和出口而言，入口 上游流动较为稳定，不稳定流动激发振动效果较低；出口上游的工质在套筒内 经过多次冲击、掺混、旋涡生成及破碎等复杂流动过程，其流动特征的不稳定程度较高，因而出口附近受到不稳定流动激发振动的效果较强，因此阀体监测 点2处的总振级高于监测点1。

2)不同开度对噪声的影响

图8为不同监测点处在不同开度下调节阀的声压频率特性曲线。不同监测点 处调节阀声压频率分布规律总体相似，噪声特性频率范围分布在较宽频段，在 多个频率处出现了声压峰值。整体上，监测点A和监测点B处的声压频谱更为接 近，而监测点C和监测点D处的声压频谱几乎完全一致，这表明由于调节阀内部 的不稳定流动引起的噪声分布具有一定的方向性和对称性。

随着调节阀开度的减小，各监测点处的声压级整体上逐渐下降。在调节阀 较小开度条件下，较高声压级多集中于低频段(10Hz～1000Hz)，这主要是由于 阀内的低频不稳定流动所引起的，随着调节阀开度的逐渐增加，低频不稳定流 动逐渐减弱，漩涡脱落和湍流脉动所致的高频噪声逐渐增加，不同监测点在较 大开度工况下的高声压级对应的频率分布在整个频率范围内。

由图8可以看出，在监测点A和B处，声压级超过60dB的频率集中在 350Hz～700Hz、1750Hz～2500Hz、4750～5800Hz和6900～7900Hz范围内；在监测 点C和D处，声压级超过60dB的频率集中在10Hz～650Hz、1450Hz～1800Hz、 2250Hz～2350Hz、3550Hz～3650Hz、4700Hz～5800Hz和6700Hz～7900Hz范围内。 随着阀门开度的减小，声压级超过60dB对应的频率范围逐渐变窄。在调节阀全 开工况下，声压级超过60dB对应的频率分布范围非常宽，而在较小开度条件下， 在极低或极高频情况下出现声压级超过60dB的情况，声压级在中间频率范围内 几乎不超过60dB。

为了分析调节阀流激噪声的总体强度，对各监测点处不同频率下的声压级 进行加权得到噪声的总声压级，总声压级的计算公式如下：

式中：n_i为频率i处的声压级，N为采样频率个数。

通过上式对不同频率下的声压级进行相加，得到不同监测点处总声压级随 调节阀开度的变化关系，如图9所示，不同监测点处的总声压级随调节阀开度 的变化趋势基本一致，均随调节阀开度的增加而增大。调节阀开度增加后第3 级套筒上流通孔数量增加，同时调节阀的流量显著增加，这使得流经1级和2 级套筒的流速增加，调节阀内部流动的湍流脉动增强，从而激发更强的结构振 动响应，进一步导致噪声也随之增加。

3)不同压差下调节阀的振动及噪声特性

为了获得多级降压调节阀在实际使用中的振动及噪声特性，计算比较了典 型工况(压差)下调节阀的振动和噪声特性。

由图10不同开度下总振级与压差的关系可知，不同开度下的总振级随压差 变化规律相似。随着压差增大，不同开度的总振级均呈现先缓慢上升再快速上 升的变化趋势。对于指定开度而言，随着压差的增大，流通面积未发生改变， 流经调节阀的工质流量逐渐增大，则单位时间内工质所携带的能量进一步增加，因此工质对套筒及阀体的冲击更加强烈，在这一过程中产生了强度更高的不稳 定流动，进一步导致调节阀总振级增大。

图11为调节阀不同开度下总声压级随压差的变化关系，调节阀外的声音是 由阀门结构通过振动向外传播的，因此总声压级与总振级随压差的变化相似， 不同开度下的总声压级均随压差的增加而增大，同样在8.61MPa～9.25MPa压差 范围内总声压级的增加幅度较小，而在9.25MPa～9.35MP范围内增加幅度较大。

本发明采用有限元方法对多级降压调节阀在不同开度和压差条件下的振动 及噪声特性开展了数值计算研究，得出的主要结论如下：

(1)调节阀振级在不同开度下的变化规律一致，在同一压差下，随着调节 阀开度的增加，单位时间内流经调节阀的工质流量增大其携带能量也增加，不 稳定流动效应增强，导致调节阀的总振级逐渐增大；在100％开度条件下，总振级最高可达到164dB；

(2)在频率10Hz～40Hz和125Hz～300Hz范围内时，4种不同开度的调节阀总 振级均相对较高，上述两个频段属于调节阀的主要振动频率范围；

(3)调节阀的声压频谱呈现明显的宽频特性，调节阀在小开度下较高的声 压多集中于低频段，在较大开度工况下的高声压级对应的频率分布在整个频率 范围内；

(4)对于指定开度的调节阀，随着压差的增大，流经调节阀的工质流量增 大，所携带的能量进一步增加，工质对套筒的冲击作用更加强烈，因此其总振 级和总声压级均呈现先缓慢上升再快速上升的变化趋势。

本发明根据多级降压调节阀的声振特性建立了有效的数值计算方法，计算 结果可以反映工质对调节阀产生的流激振动及流激噪声的变化规律，为未来调 节阀的减振、降噪设计提供了理论依据和数据支撑。

以上所述仅是本发明的优选实施方式，并不用于限制本发明，应当指出， 对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明技术原理的前提下，还 可以做出若干改进和变型，这些改进和变型也应视为本发明的保护范围。

Claims (4)

1.一种多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，其特征在于，包括：

步骤1，对多级降压调节阀的流场进行仿真分析，得到调节阀内部流动计算结果；

步骤2，在调节阀内部流动计算结果的基础上，基于有限元方法建立多级降压调节阀的声振耦合计算模型，通过对不同开度和不同工况条件下调节阀的振动及噪声特性进行数值模拟计算，获得调节阀的振动和噪声特性，以及不同开度和不同压差对调节阀振动和噪声的影响规律；

所述步骤1包括：

多级降压调节阀内部流动计算中阀门进、出口分别指定为压力进口和压力出口的边界条件；

所述步骤2包括确定数值计算网格及边界条件，具体包括：

在建立多级降压调节阀结构模型的基础上，简化处理多级降压调节阀的倒圆和倒角结构，并对其进行四面体网格划分，在保证网格质量的同时控制模型不同位置的网格疏密程度，以准确计算调节阀和管道的振动特性；

在声振耦合计算中，对调节阀及管道内壁面施加压力脉动边界条件，根据多级降压调节阀和管道的实际使用情况，对调节阀和管道系统进行位移约束；

采用有限元方法计算阀门和管道的声振耦合特性，围绕调节阀和管道外壁面采用凸网格形成远场声学计算面网格，在其中填充四面体网格进而形成噪声辐射有限元计算网格，根据最高噪声频率确定声学网格的最大尺度，声学监测点设在调节阀后1m、距管道外壁面1m处；

在声振耦合计算中，将调节阀及管道外壁面设置为声振耦合面；将管道的出入口均指定为无反射边界条件，设置声阻抗为13×10⁶kg/m²·s；包络调节阀和管道的远场面设置为AML表面，求解过程中根据计算频率自动生成符合计算条件的PML层；

所述步骤2的计算方法包括：

数值计算中瞬态流场模拟的时间步长为2×10^-5s，取样间隔为6×10^-5s，采样总时长为0.1s，调节阀内壁面压力脉动的采样频率为10～8333Hz，计算中以cgns格式导出壁面的压力值，得到不同开度及不同工况下调节阀和管道内壁面的压力脉动信息；

将表面压力脉动信息导入LMSVirtualLab计算软件，将时域压力数据映射转移至调节阀和管道结构计算网格上，进行快速傅里叶变换将其转换为壁面上的压力脉动频率信息；

将管道内壁面的频域压力信息作为载荷采用有限元方法对调节阀和管道的声振耦合进行数值计算。

2.根据权利要求1所述的多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，其特征在于，所述步骤2还包括：

对调节阀不同开度下的模型进行振动计算分析，在阀体上的监测点监测各轴向的加速度分量，根据物体的总振级合成公式进行调节阀振级转换，得到不同开度下的不同监测点振动频谱曲线，以及总振级随不同开度变化曲线，根据得到的曲线分析得出不同开度对振动的影响。

3.根据权利要求1所述的多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，其特征在于，所述步骤2还包括：

根据不同监测点处在不同开度下调节阀的声压频率特性曲线及不同监测点处总声压级随调节阀开度的变化关系曲线，分析得出不同开度对噪声的影响。

4.根据权利要求1所述的多级降压调节阀流激振动及噪声数值模拟方法，其特征在于，所述步骤2还包括：

根据不同开度下总振级与压差的关系曲线及调节阀不同开度下总声压级随压差的变化关系曲线，分析得出不同压差下调节阀的振动及噪声特性。

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