4气体和蒸汽流

通过控制阀的气体和蒸汽流量已经通过通用的标准化尺寸方程(ISA/IEC)得到了很好的定义。本章的上半部分致力于描述这些方程和涉及通过控制阀的气体或蒸汽流动的基本流体力学。

第二部分主要介绍气动噪声的产生、预测和消除技术。这样做有两个原因:首先，噪音在经过几年的相对低重视后，再次成为一个主要的环境问题;其次，关于控制阀中噪声的实际产生和消除机制，没有好的、容易理解的文献。本文所给出的气动噪声产生和消除的详细情况应有助于解释控制阀气动噪声产生的原因，以及可用于抑制气动噪声的不同方法。

通过阀门的气体或蒸汽流量可以用这些基本方程(51)到(54)的任何形式来计算。

因子Z是压缩因子，对于完美气体，它的值为1.0。在许多流动中，流体表现为完美气体，压缩系数(Z)为1。压缩系数(Z)可以从图中确定附录G作为减压的函数(p_r)和降低温度(T_r)．

减压(p_r)定义为实际进口绝对压力与绝对热力学临界压力之比，如式(61)所示。降低温度T_r定义类似，如式(62)。

节流气体或蒸汽产生的噪声称为气动噪声。亚音速气动噪声由三种形式的气动源产生:单极子、偶极子和四极子。气动单极子噪声可以描述为一个产生声压波的脉动球体。这种类型的噪音是典型的脉冲射流，汽笛和螺旋桨。单极源也可能由流动不稳定引起。在这种情况下，噪声的强度与流速的四次方成正比。

当流速为亚音速时，控制阀气动噪声主要由偶极子源引起。气动偶极子由两个单极子组成，在固体边界附近脉动180°相位差。在这种情况下，声强由以下比例方程(63)给出。

高速射流噪声是由气动四极子产生的，四极子由两个相反的偶极子组成。根据Lighthill的经典工作，在这种情况下，噪声强度的比例关系如式(64)所示。

这里的噪声强度与速度的8次方成正比。这适用于免费的喷气式飞机。

在流速达到声速的阻塞流中，流动变得临界，噪声的主要来源是激波和湍流的相互作用。冲击波和湍流的相互作用被发现会从声学反馈中产生一种“尖叫”。图54描述了噪声强度随流体速度的变化。

垂直于自由急流的激波称为正常激波或直接激波。正常冲击如图55所示。

激波也可以是斜的，如果流动通过一个楔形或尖锐的物体，或者如果超声速流动被迫改变方向的固体边界。图56显示了附着激波和分离激波。

冲击波可以从固体边界反射，它们可以相互穿透。控制阀出口流可以产生周期和强度递减的压缩激波振荡链，如图57所示。这是一个非常强大的噪声源。

利用计算流体力学，可以模拟不同几何形状的冲击波。通常使用超级计算机，因为计算需要大量复杂的计算。

图58是带有旋转对称几何的计算的打印结果。图58中的线条表示恒压区域。激波在线条密集的地方。由最先进的计算机程序计算的结果被用于设计低噪声修剪和衰减器。

根据IEC 60534-8-3的气动噪声预测与IEC水动力噪声预测非常相似。噪声预测是基于一个类似的方法，其中机械流功率和声效因子是计算在五种不同的流态。该标准将声级定义为压降比(x)的函数。通过减少管道的传输损失，估计管道内的声压级，并从内部声压级获得管道外部噪声。

声效因子、峰值频率和机械流功率的计算取决于流态。此外，IEC气动噪声预测的步骤与水动力噪声预测的步骤相似(参见第3.5章中的步骤)。

由于该标准的范围，建议手册用户参阅IEC 60534-8-3以了解详细信息。

当排气出口高于地面时，例如在气体-耀斑应用中，观测方向对噪声有很大影响。方向性效应在反方向上衰减最大，在反方向上衰减最小。衰减可高达15 dBA取决于观测方向。

在更远的地方，除了上述减少之外，由于环境和其他条件，如吸收到空气中，屏障、植被和地形的衰减，或风和温度梯度的衰减，可以预期会有更多的衰减。

VDMA 24422(1979版)只计算了封闭管道系统中的噪声，而没有预测开放式管道端噪声的标准方法。这就是为什么对大气出口的噪声预测使用经验方法。

减少节流过程中产生的噪声可以通过几种方法来实现。它们的基本划分是“源”处理，即阀门和阀内饰件改造，以防止产生过多的噪声，以及“路径”处理，即抑制产生的噪声。

在任何可能和可行的情况下，声源处理是降噪的首选形式。这是因为当使用源处理时，可以防止总是与噪声相关的高机械振动水平，从而确保工艺的可靠运行。

声源和路径处理的组合通常提供最经济的声音阻尼系统。图59显示了减少气动噪声的基本选项。

噪声源处理，即防止产生过多的噪音水平，可以通过至少四种不同的方法来执行:速度控制、声学控制、位置控制和使用扩散器。

速度控制

控制控制阀饰件内的最大流体速度是控制阀饰件中亚音速流速噪声的一种非常有效的方法，因为在具有固体边界的系统中，如阀门饰件或管道，射流的声强已被证明与流速的六次方成正比。声压级与声强的关系如式(69)所示。

采用多级压降和增大阀芯出口面积，使阀芯出口的流速和压力最小，气体体积最大，可以最有效地控制控制阀芯速度。图60说明了分段压降的基本原理。

如图59所示，当通过控制阀的压降分为多个阶段时，总压降(p₁- p_3.1)分为几个较小的连续压降(p1-p2, p₂- p_3.)．连续级之间的间隔使气体压力可以恢复到中间压力(p₂)和速度(v₂)，然后再进行下一个节流阶段。这种中间的压力恢复和由此产生的速度降低阻止了流体达到单级压降系统中应有的速度。换句话说，压降越小，孔口下游的采收率和流体速度增加越小。因此，无数个阶段将产生一个没有压力恢复的阀门，其中收缩静脉的速度将等于下游的速度。然而，经济和力学限制了阀门实际使用的级数。注意，气体过程中的每个连续阶段都使用膨胀的流动面积，以抵消压力下降时气体的膨胀。

声控

声学控制通过声学来影响噪声水平。本文介绍了两种用于控制阀的方法:分流和声场改造。

从理论上讲，由式(63)和式(64)可知，由于孔径减小，单个孔口产生的噪声强度迅速减小，因此分流为多流是有效的。因此，许多小孔比一个大孔更能有效地衰减噪声。经验法则是，孔数每增加一倍，噪声就减少3 dB，如图61所示。

在实际应用中，通过减小流道来增加流道数量也会影响噪声频率分布。式(70)是小孔降噪效果的实验方程。

通道越小，噪声频率越高。高频噪声很容易被管壁衰减，不影响“A”加权声压级标度(图62)。高频也超出了人耳的承受能力。

声场的修改引导了流动路径，使峰值噪声场在一个更扩散的空间中被打破。图63给出了一个动态平衡蝶阀的数值作为声场修正的例子。

图63显示了常规蝶阀的典型声场(图片顶部)，以及带有噪声和空化衰减装置的蝶阀，该蝶阀扩散了斑纹声场。

位置控制

位置控制包括设计阀门饰件，使阀门饰件内射流的位置和形状，特别是离开阀门饰件时，能够产生最小的噪声。

在某种程度上，有两种主要噪声源可以通过智能阀门内饰设计加以控制。其中包括在射流从节流口出口与出口气流之间的混合区域中形成的湍流，以及激波的附着和相互作用(在节流过程中，如果流量在阀门中达到声速)，其中一种方法是通过在射流旁边引入较低速度的气流来平滑射流的速度分布，如图64所示。

其他方法包括使用孔板形状和孔板间距，以确保激波相互作用产生最小的总噪声。

扩散器

将控制阀和下游扩压器之间的压降划分开来，在控制阀上存在恒定的高压降且流量相对恒定的情况下，提供了进一步提高噪声衰减的有效途径。扩散器是固定面积的流动阻力，是为特定的流动条件定制的。

阀门上的高压降通常会导致气体和蒸汽流动中的噪声和振动问题。内联扩散器是用于阀门出口的恒定面积流动阻力，以增加阀门下游压力。

可以使用软件工具确定扩散器的大小。

当压降比(p₁- p₂) / p₁在最大流量条件下大于0.65，超过0.75时采用双级扩散器。这些建议适用于配备有噪声衰减阀瓣的阀门。在带有扩散器和压降比(p₁- p₂) / p₁小于0.65时，可能需要不同的安排。

根据扩散器的类型，单级或双级，建议压差(p₁- p_我)穿过阀门，按照图67中的图形进行设置。

压差(p₁- p_我)设置为最高容量(C_v)是阀门所需要的。容量(C)_v)在最大流量条件下，由式(51)~(54)计算扩压器的流量。中间压力(p_我)和相应的密度(r_我)作为上游压力和密度。压降比因子(x_T)单级扩散器为0.5，双级扩散器为0.7。容量(C)_v)保持不变，这用于计算(p₁- p_我)和中间压力(p_我)用于其他流动情况。

在噪声计算中，首先使用标准的VDMA 24422噪声预测方法分别计算来自阀门和扩散器的噪声。中间压力(p_我)为阀门下游和扩散器上游的压力。整个包的噪声水平是通过对两个噪声水平的对数求和来实现的。从阀噪声级中减去6dba的插入损失，总噪声级由式(71)给出。

扩散器的外壳直径通常与下游管道匹配。但在进口管与扩压器外壳之间的环形区域内，流速不应超过0.5 * v_年代如果要防止高流速引起的再生噪声。

满足这一要求的最小外壳直径由式(72)给出。

例如，如果出口壳体与下游管道的尺寸相同，则可以使用比式(72)计算的更小的出口壳体。在这些情况下，必须考虑到环空区域的流速将大于0.5 * v_年代，导致扩压器降噪能力有限。

当式(72)规定的出口壳体大于下游管道时，下游管道的缩窄可在扩压器进口管结束后直接开始。

衰减器板

在整个阀门的压降接近常数的情况下，将阀门和下游设备之间的压降划分为一种有效的降噪方法。衰减板是安装在阀门下游的固定限制，如图70所示。

阀门上的高压降通常会导致气体和蒸汽流动中的噪声和振动问题。衰减板是用于阀门出口的恒定面积流动阻力，以增加阀门下游压力。通过特定的井眼几何形状来实现噪声衰减。这个洞的几何形状是计算和实验研究的结果。图69是通过衰减器板上一个孔的流量计算的打印输出。图68中的线条表示等密度区域。

衰减板的容量是固定的每个公称尺寸。如果需要更高的容量，衰减器板的标称尺寸必须增加。通常公称通径必须在阀门和下游管径之间选择。使用标准ISA/ IEC定径方程计算所选板的压力和流动条件。

衰减器板安装在阀门下游的法兰之间。安装可以在阀门和管道法兰之间，也可以在管道法兰之间。对于某些阀门，衰减板也可作为阀体内部的集成单元。

如果阀门是蝶阀或无法兰分段阀，或者衰减板已经集成到阀体中，则不允许将衰减板安装在阀门和管道法兰之间。在这些情况下，在阀门和衰减器板之间至少需要一个管道直径的管道。

当压降比(p₁- p₂) / p₁小于0.8到0.9，取决于阀门类型和开度。对于较高的压降比，建议使用扩散器。

通过衰减器板的压差是根据基本气体大小方程计算每个流量。中间压力(p_我)从式(51)迭代到式(54)，取代上游压力(p₁)，中间压力(p_我)．用大小和选择软件最容易完成大小调整。衰减板的临界压降比为0.39。C_v是通过选择衰减器的公称尺寸得到的。

阀和衰减器板的噪声计算首先分别使用中间压力(p_我)作为阀门下游和衰减板上游的压力。整个包装的噪音水平是通过对两个噪音水平的对数求和来找到的。从阀门噪声级中减去4dba的插入损失。总噪声级如式(73)所示。

源处理示例

声源处理使用旋转型噪声控制阀进行演示，如图70所示。

这些噪音控制装置结合了以下各段所列的效果:

• 使用多级压降将修整速度降至最低。通过打开安装在耳轴上的球阀的下游面，或使用在阀瓣出口没有限制的分段阀，可以将阀瓣出口速度降至最低。

• 根据声学控制原理，在衰减孔中将气流分成多个流来衰减噪声。

• 阀芯出口的设计目的是在阀门出口端口提供均匀的声场，从而最大限度地减少在声场中产生高噪声区域的干扰。

这些阀门的旋转运动具有允许非常大的流量范围和杂质通过阀门的额外好处。

噪声的路径处理，即抑制过度噪声水平的传播，可以使用至少三种不同的方法:消声器、绝缘和更重的管道安排。

阀门出口口的推荐流速由声速给出，如不等式(75)和(76)所示。