高温高压过热蒸汽疏水阀消声减振研究_李树勋

振动与冲击 第 30 卷第 10 期JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol 30 No10 2011 基金项目:科技部科技人员服务企业行动项目( 2009GJG10005) ; 兰州理 工大学优秀青年教师培养计划 ( Q201002) 收稿日期:2010 07 09修改稿收到日期: 2010 12 17 第一作者 李树勋 男， 副教授， 硕士生导师， 1973 年生 高温高压过热蒸汽疏水阀消声减振研究 李树勋1， 2， 赵子琴1， 张云龙3 ( 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) 摘要:针对国内某公司的蒸汽疏水阀在高温高压过热蒸汽工况下产生的强振动高噪声问题， 采用有限元法模拟 高工况下蒸汽疏水阀内二维非定常湍流激振特性， 基于时均化的流场计算和大涡模拟两种方法， 模拟分析过热蒸汽疏水 阀及管道产生湍流旋涡的主要因素， 研究找出产生振动和噪声的流场诱因。根据频谱特性、 噪声产生机理及节流降压原 理， 研究设计了低振动低噪声蒸汽疏水阀的节流降压消声器， 并进行频谱分析， 其消声量试验结果与理论分析相吻合， 为 设计出具有消声减振且性能优良的蒸汽疏水阀提供了可靠依据。 关键词:过热蒸汽疏水阀; 数值模拟; 流动特性; 节流降压; 消声减振 中图分类号:TB533 1文献标识码:A Noise elimination and vibration reduction for a superheat steam trap with high temperature and high pressure LI Shu- xun1， 2，ZHAO Zi- qin1，ZHANG Yun- long3 ( 1 College of Petrochemical Technology，Lanzhou Univ of Tech ，Lanzhou 730050， China; 2 Engineering Technology Research Center for Machinery Industrial Pump and Special Valve ，Lanzhou 730050， China; 3 Gansu Hongfeng Machinery Co， Ltd，Pingliang，Gansu province 744000，China) Abstract: Strong vibration and high noise were generated in a superheat steam trap with high temperature and high pressure of a certain domestic companyNumerical simulation with finite element method was used to analyze the unstationary characteristic of inner 2D field for the steam trap Based on two methods of time- average flow analysis and large eddy simulation( LES) ， the main factors of vibration and noise in the steam trap were found According to the characteristics of the frequency spectrum of the noise signal， the mechanism of noising with high acoustic level and the principle of throttle step- down，a throttle injection muffler for a low vibration and noise steam trap was designed，and its spectral analysis was implemented The results of numerical analysis matched with those of the theoretical analysis， the muffler designed provided a reliable basis for noise elimination，vibration reduction and capability choiceness of steam traps Key words:superheat steam trap;numerical simulation;flow characteristics;throttle step- down;noise elimination and vibration reduction 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 DOI:10.13465/ki.jvs.2011.10.028 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 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 5 kg/( 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/ =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 711第 10 期李树勋等:高温高压过热蒸汽疏水阀消声减振研究 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: t ( ui)+ x j( u iuj)= p x i ( 1) x j u i x () j ij x j t + x i ( ui)= 0 ( 2) 式中: 为密度; p 为滤波后的压强; u 为滤波后的速度; t 为时间; 为湍流粘性系数; 下标 i 和 j 的取值范围是 ( 1， 2) ; ij为亚格子应力， 体现了小尺度涡对方程的 影响。 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 811振 动 与 冲 击2011 年第 30 卷 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: Pn= Psqn( 3) 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 q1， 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: S1= CG V1 P 槡 1 ( 4) 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; 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: Sn= S1 qn1 ( 5) 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 911第 10 期李树勋等:高温高压过热蒸汽疏水阀消声减振研究 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 图 6消声器示意图 Fig 6 Schematic diagram for muffler 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。 表 1节流降压消声器各设计参数 Tab 1 Design parameters of throttle step- down muffler 项目 级数 12 通流面积， S/mm29902 062 孔径， d/mm8 2 孔数，n/个21672 压降比，q/ %0 546 0 546 节流层直径， D/mm90180 长度， h/mm105 105 厚度， t/mm3 3 注: 各级节流层的小孔均按正三角形错列排布。 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: L A = 10alg 3 7( p1 p0) 3 np1p2 0 ( 6) 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 021振 动 与 冲 击2011 年第 30 卷 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。 参 考 文 献 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 alVariational multiscale residual- based turbulence modeling for large eddy simulation of incompressible flowsJ ComputMethods Appl Mech Engrg， 2007， 19( 7) : 173 199 4 Afonso M，Celani A，Festa R，et al Large- eddysimulation closures of passive scalar turbulenceJ 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 simulationJ Journal of Computational and Applied Mathematics， 2003， 159: 411 430 7 Youn C，Asano S，Kawashima KFlow 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 VThe effect of seat geometryongatevalvenoise J Pressurevessel 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 VA 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 HAn 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 analysisJ 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) : 欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁欁 148 151 ( 上接第 86 页) ( 2)承重索在