1 概述
调节阀工作过程中普遍存在着噪声, 这是调节阀内在的紊流和能量吸收所引发的现象。从近代工业史看, 工厂里消除噪声的损害已经是一个主要的问题。美国《职业安全与健康法规》(OSHA) 对所有企业明确规定了最大容许的噪声标准。由于噪声给人们正常的生产和生活造成了不良的影响, 因而噪声治理势在必行。
2 噪声源分析
调节阀运行环境中的主要噪声为机械振动噪声、液体动力噪声和气体动力噪声。
2.1 机械噪声
机械噪声主要来自于阀杆的振动。阀门零部件的振动是介质压力在阀体内任意波动, 或是流体冲击易活动和易变形零部件的结果。机械振动最常见的噪声源就是阀杆相对于导向面的横向运动。这种振动形式所产生的噪声频率一般小于1500Hz , 常常被描述成金属响声。在这种情形下, 导致了阀杆以及与之配合的导向面的机械性破坏。
另一种机械噪声源是共振。如果振动的频率与结构的固有频率相接近或相同时, 便产生共振。共振引起一个频率在3000～7000Hz 之间的噪声共鸣。共振不仅产生很大的机械噪声,而且最终导致振动零部件的疲劳破坏。在固有频率下容易振动的调节阀部件有柱塞式阀瓣、圆筒形薄壁窗口式阀瓣、柔性金属密封件等等。由调节阀零件振动所产生的噪声常常是次要的,甚至是有益的。因为它能警告人们导致调节阀损坏的机械振动的存在, 从而通过优化阀门设计,消除大多数调节阀零件由机械振动而产生的噪声。大多数新型调节阀都采用套筒式导向结构和更小间隙的配合来消除机械振动问题。
2.2 液体动力噪声
液体动力噪声是由于液体流动过程中所产生的气蚀或称空化现象引起的, 这是一个主要的噪声源。当阀门内部某一点的静压低于或等于液体的饱和蒸汽压时, 在液体内部就会产生气泡。当饱和蒸汽泡流动到压力高于饱和蒸汽压的下游时, 随即爆破。快速破裂产生极强的冲击力, 致使阀门内部或管道壁严重损坏, 并且达到较高的噪声级, 一般可达到115dBA。气蚀的破坏性大大缩短了调节阀的使用寿命。所以使用专门特殊设计的调节组件来预防或治理气蚀现象是必要的。
2.3 气体动力噪声
气体动力噪声是由气体、蒸汽和饱和蒸汽的调节造成紊流现象而产生的。这种噪声能在2in. (50mm) 范围内产生高达至少20MPa 的压力降。气体动力噪声的主要来源是紊流流动时所形成的巨大冲击力。而气体流动受阻, 高速气体的迅速膨胀和突然减速, 及流动蒸汽方向的改变等都能造成紊流现象。气体动力噪声是调节阀最主要的噪声问题, 其频率一般为1000～8000Hz。由于大部分的能量能够转变成不损害调节阀的气体动力噪声。在过去趋向于仅将调节阀工作时的噪声之外的噪声当作有害的, 所以未引起人们足够的重视。今天随着对环境问题包括噪声问题的重视, 对特定环境的调节阀所允许发出的噪声级做了规定。噪声的治理是一个环境治理问题。而且OSHA 法规已经根据调节阀噪声对环境的影响规定了最高噪声限值。研究表明当噪声级超过所规定的限值, 大约达到110dBA 时能导致调节阀零件以及与之相连管道的机械性破坏。
3 噪声的预估
快速有效地噪声预估技术常常应用于调节阀的设计过程中。噪声衰减设备和技术非常有利于噪声级的减小。预估技术考虑了调节阀产生噪声的有关流动参数。如压差、流动系数、阀门几何形状、相邻管道尺寸和下游压力等。基本的预估技术是将每一个噪声级累加得到总的噪声级。即
S = SΔP+ΔScg+ΔSΔP/P1+ΔSk+ΔSP2
式中 S ———与调节阀相关的特定点处(调节阀安装位置下游1m 处) 的总噪声,dBA
SΔP ———在声压级基础上而确定的一种压差函数, dBA
ΔScg ———流动系数所产生的噪声累加值, dBA
ΔSΔP/ P1 ———受压差变化率影响的噪声修正数, dBA
ΔS k ———受管道尺寸等影响的噪声修正数, dBA
ΔS P2 ———受下游压力P2 影响的噪声修正数, dBA
调节阀压差是噪声产生所需能量的主要来源(图1) 。而在节流件总流通面积相同的情况下, 节流孔的数量和形状对噪声级影响很大(图2) 。因为液体通过节流孔的流速与节流孔面积成比例关系, 节流孔所产生的噪声能量与节流面积的平方成比例。如果单孔节流件产生90dBA 的噪声, 那么与其有着相同流通面积的双孔节流件的每一小孔将产生84dBA 的噪声。所以单孔节流件产生的噪声往往高于双孔节流件。另外, 阀门的种类, 调节件的形式和流动方向也都严重影响着由压差变化率所产生的噪声。但是, 管道尺寸等因素所产生的噪声能够被吸收掉, 所以不能传到环境当中。当提高下游压力P2 时, 必然得提高管道壁的强度即增加厚度, 从而减少了传送到工作环境中的噪声。
与总噪声S 有关的各项参数必须在预估噪声之前确定出来。尽管这种计算方法似乎很麻烦, 但是对于调节阀的设计和噪声的预估有着极其重要的用处。
4 噪声治理
噪声治理技术分为声源处理法和声路处理法2 种。
4.1 声源处理法
声源处理法是通过改变节流孔的形状减低噪声的, 例如在套筒上开槽等。这种开槽套筒具有可互换性, 常见于大多数球阀的标准调节件(图3) , 套筒上应用许多狭窄而平行的孔缝设计使湍流最小, 并且在阀门膨胀区的速度分布理想化。当压差ΔP 与入口压力P1 的比值即ΔP/ P1 ≤0165 时, 或是下游最大流速等于或小于音速的1/ 2 时, 这种孔缝式套筒是最有效的噪声治理方法, 其所产生的噪声级要比一般调节件减小约15dBA。
当ΔP/ P1 > 0165 时, 孔缝式套筒便失去了作用。在这种高压差情况下可以采用扩容器与孔缝式套筒调节件组合法(图4) , 将总压差分成2 级调节, 能提高流通能力并且改善噪声的性能。扩容器提供了一个固定的限制区域, 增加了调节阀后压力而且减小了流速。同时, 降低了通过调节阀的压差和压差变化率。扩容器允许开槽套筒式调节件保持在其最有效率的压差变化率范围之内。如美国FISHER 公司生产的型号为6010 和6011 扩容器与开槽式套筒调节件一起使用, 能降低噪音约20dBA。
当压差变化率很大时, 可使用诸多小孔节流的调节件(图5) 。将总压差分成一步或更多步减压。介质从下部流入套筒再从套筒侧面上的许多小孔流出。套筒的性能与这些小孔的孔距和分布有着密切的关系, 它们能减少紊流和涡流现象的产生。在许多涉及高压差的场合,一般都在套筒外再安装一个低噪声板。低噪声板作为流体从套筒喷射而出的出口, 更进一步地减少了紊流现象。这种多孔节流的套筒调节件能降低调节阀的噪声约30dBA。当最大的下游流速达到或小于013 倍的音速时, 这种多孔节流方式是最为行之有效的降噪声方法。
对于调节阀在高压差变化率状态下工作时, 可以采取将总压差分配在调节阀和安装在阀门下游的低噪声扩散板之间的方法, 能非常有效地降低噪声。为了最优化扩散板的效力,必须设计一个安装位置, 使得阀门和扩散板产生相同的噪声标准。另一种常引起噪声问题的情形是排放孔。由于高压差和出口高流速的影响, 调节系统通向大气的出口一般都是很嘈杂的。一般的做法是在出口使用消音器, 将总压差分在出口和上游的调节阀之间。适当大小的出口消音器与阀门组合在一起能降低系统总噪声级约60dBA。
4.2 声路处理法
声路处理法就是增加声路阻抗力以减小传播到环境中的声音能量。其普遍的处理法包括使用厚壁管道、隔音材料和消音器等。只要增加管壁的厚度, 就能降低噪声。例如, 将管道加厚, 管壁号由40 改为80 , 能降低噪声约4dB。调节阀附近的噪声级可以通过隔音材料吸收噪声而降低。隔音材料能吸收大部分即将传播到空气当中的噪声。但是, 不能吸收任何通往下游的噪声。每英寸隔音厚度能减小3～5dBA 的噪声, 最大可达12～15dBA。每英寸的覆盖面能减小8～10dBA 噪声, 最大可达24～27dBA。厚壁管道或外部隔音的声路处理法是一种经济有效的消除局部噪声技术, 但它只对局部噪声减小有效。因为仅仅靠覆盖物的方法并不能减小流动过程中的噪声。
消音器是不同于上述处理方法的另一种声路处理法, 它确实能吸收一部分声能。所以,能减小环境和管道的噪声强度。在气体传播系统中, 内嵌式消音器能有效地消除流动区域的噪声和消散传送到固体边界层的噪声级。高流速和高压差的阀门出口, 内嵌式消音器是经常使用的最实际最经济的噪声治理方法。使用吸收形式的内嵌式消音器能提供几乎任何理想程度的噪声衰减。但从经济方面考虑, 一般只减小大约35dBA。
液体动力噪声的声源处理法是直接处理液体, 消除或减少气蚀现象。气蚀和由此产生的噪声与破坏现象能在工程设计时期对工作条件给以适当的考虑, 从而得到避免。但是工作条件是固定的, 阀门有可能不得不在产生气蚀的压力条件下运行。这种情况下, 可用多级节流的声源处理法来治理噪声。
声路处理法是处理气体动力噪声的比较经济有效的可供选择的办法, 但一般不用于处理液体动力噪声。这是因为对于调节阀零件和管道, 气蚀所造成的物理性破坏要比噪声所产生的破坏更为严重。但是如果能通过特殊研制的调节件来消除气蚀及其造成的破坏, 那么声路处理法便能更进一步地减少气蚀作用所产生的局部噪声。
5 结语
噪声是调节阀运行过程中不可避免并普遍存在的问题。它有着多种多样的噪声源。随着人们对环境保护意识的增强, 调节阀的噪声治理已经是必然趋势, 本文所提及的大多数噪声治理技术已经广泛应用于对工业环境中噪声的预估和治理。预估技术给阀门行业敲响了警钟, 在设计调节阀过程中不得不对噪声问题给予足够的重视。
参考文献
〔1〕 吴国熙. 调节阀使用与维修〔M〕. 北京: 化学工业出版社, 1999.
〔2〕 徐灏等. 机械设计手册〔M〕. 北京: 机械工业出版社, 1992.
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