控制阀噪音产生原因及处理方法

在严酷工况应用中，控制阀作为流体调节的常用设备可能会出现高级别的噪声，控制阀产生噪声是由于控制阀在完成调节作用的过程中，产生永久性的压力损失而导致流体湍流的结果。噪声和振动会影响控制阀使用性能并且会造成临近管路及设备的疲劳，降低其使用寿命，从而会产生高昂的维修费用。有时甚至会危害到操作工人的安全。美国《职业安全与健康法规》对所有企业明确了最大容许噪声标准，所以近年来很多控制阀制造厂家对解决噪声问题都引起了足够的重视。

一、控制阀噪音产生原因：

1. 机械噪声

机械噪音主要来自于阀杆的振动。阀门部件的振动是由于阀体内不规则的压力波动和流体冲击可动的或活动零件所引起的,由于机械振动所引起的最通常的噪音源是阀芯相对于导向表面的横向移动。这种类型的振动所产生的噪声频率一般小于1500Hz,常常显示为一种金属的响声。

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。这种类型的振动产生高能级的应力，最后会导致振动的零部件因疲劳而损坏。

由阀门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阀门损坏的机械振动的存在, 从而通过优化阀门设计,消除大多数阀门零件由机械振动而产生的噪声。现在大多数新型控制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 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, 气蚀是主要的液体动力噪声源。当流体通过控制阀的阀芯、阀座形成的节流端面时，流体流速突然急剧增加而静压力骤然下降，若节流端面后的压力降到介质的饱和蒸汽压以下，介质开始沸腾，出现气泡，而当流体流经节流面后，下降的压力在下游一侧逐渐回升，节流后的压力又恢复到饱和蒸汽压之上时，气泡因再次受压而破灭，就形成气蚀。气蚀有极大的冲击力，可高达几千牛顿，严重的冲撞和破坏阀芯、阀笼和阀体。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阀门的使用寿命。所以一般会使用专门特殊设计的防气蚀阀门来预防或治理气蚀现象。
    3 气体动力噪声

气体动力噪声是气体或蒸汽流过节流孔而产生的。气体和蒸汽都是可压缩流体，一般来说，可压缩流体的流速都要高于不可压缩流体的流速。当气体流速比声速低时，噪音是由于强烈的扰流产生的；当气体的流速大于声速时，使流体中产生冲击波致使噪音剧增。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阀门的气体动力噪声，在过去趋向于仅将阀门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, 大多数应用厂家对特定环境的阀门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。

控制阀噪音处理方法：

二、控制阀噪音处理方法

控制阀噪音控制可以利用声源处理法和途径处理法或两者并用，在这里主要介绍一下声源处理方法和声路处理法。

1. 声源处理法

声源处理法主要是针对控制阀本身的几何形状和结构在设计上进行考虑，设计低噪音阀有两个因素：流体流速和噪音频率，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，在低于音速时，噪音的能量级是以流速的8次方增加的，这就说明在同样能量级时，增加平均频率是有好处的，因为较高的频率通过阀体和下游管壁有较大的衰减。

现在国内外各个控制阀厂家也有许多不同的低噪音阀门结构，常用的结构主要有：开槽型、曲折通道型和多孔型。

图1  开槽型阀笼结构

如图1所示，开槽型阀笼是指具有长或窄的槽布置在全部直径周围，当流体通过槽孔流动时，使得湍流度最小和在膨胀区域内提供一个良好的速度分布，当压差ΔP 与入口压力P1 的比值即ΔP/ P1 ≤0.65 时, 或是下游最大流速等于或小于声速的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,出口流速限制低于0.5马赫。如果当ΔP/P1 > 0.65 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 , 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。这种情况与其它低噪音的阀门结构相比，成本也是较低的。

图2曲折通道型阀笼结构

如图2所示，曲折通道型阀笼，实质把许多环形圆盘堆积起来形成了阀门节流装置，用蚀刻或冲孔的方式使环形盘形成流体通路，采用的是分级压力降的方法，当流体经过狭窄的槽流动并通过一系列90°转角时，流体必须沿着曲折通道而行，从而增加了摩擦损失，进行分级压力衰减，此外因每一级槽逐渐变宽，为可压缩流体提供了一个有力的速度分布，使得出口流速降低。由于压力和流速的降低，使得阀门噪音显著降低，最多可减少噪音30 dBA，必须指出，此种结构在使用过程中很容易由于气流中的固体颗粒（脏气体）引起堵塞。

图3  多孔型阀笼结构

如图3所示，多孔型阀笼采用一个或多个圆柱体，也叫做级，在圆柱体上带有几组按一定规律排列的小孔，小孔射流能够把大的湍流被破裂为许多较小的涡流，而且可以将声音的频率移到人耳不敏感的超声范围，从而达到降低噪音的目的。而且阀笼上所有小孔的位置都是经过仔细计算的，适当的隔开和排列，使声波在进入小孔之前就相互撞击，消耗能量。当压差变化率（△P/P1）很大时，一般采用多层诸多小孔节流的调节件，将总压差分成一步或多步降压，介质从下部流入阀笼再从阀笼侧面上的许多小孔流出，阀笼的性能与这些小孔的孔距、孔径和分布有着密切的关系，因此设计时要计算好节流孔尺寸和间距，保证单孔射流的独立性，而且得到高压差比场合下降低噪声的效果。这种多孔节流的阀笼最大能降低调节阀噪声约为30dBA,当最大出口流速达到或小于0.3马赫时，这种多孔节流的设计是最为行之有效的降噪声方法。

下面主要通过我单位生产的GTQ系列两级多孔式阀笼的设计原理，压降分配图（图4）来分析一下设计结构的可行性。设计参数是阀前10MPa,阀后1MPa,通过FLOWWORKS模拟压降如图4所示。

图4  GTQ系列两级多孔式笼式阀压降分部图

从图4中可以看出GTQ系列两级多孔式阀笼的设计关键是它在应用中的突然膨胀和收缩，当气体通过阀座进入第一层阀笼时，由于第一层阀笼为阶梯孔设计，流体进行一次收缩，一次膨胀，降低了一部分压力，而当气体流出阶梯孔时，由于2层阀笼之间设计一定的间隙，又使流体进行一次膨胀，降低了一部分压力；当流体最后由外层阀门喷射时，经历了一次压缩过程，降低了部分压力，因此，此种设计方法，在每一级处都发生部分的压力降，总压降很大，在降压的同时消耗能量，能够做到在多级降压的同时降低噪音。

由于喷射流的冲击力与流速的平方成正比，要降低噪音的必要手段之一就是限制流体的出口流速，在本山工程手册上提出，在要求低噪声的场合，控制阀的出口流速应低于0.3马赫。（如果出口流速大于0.3马赫，来自阀出口与管道的噪声将会增大，从而失去低噪声阀的降噪效果）。图6为阀门出口流速测定示意图

图5  阀门出口流速测定示意图

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、低噪声板和消音器等，这几种方法可以单独使用，也可以组合使用。1）只要增加管壁厚度，就能降低噪声。例如，将控制阀下游的管壁加厚，管壁号由40改为80，能降低噪声大约4-8dbA。但是声路中的噪声一旦产生，就不会因为管道中传送距离的远近而变弱，也就是说，下游的管道必须具有同样的厚度，才能够降低这种噪声，如果管道壁厚恢复原来的厚度，噪声也恢复到原来的水平。2）在管道上使用吸声绝缘材料，可以将噪声降低14dBA左右，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。3）低噪声板和消声器是不同于前两种的声路处理方法，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。在控制阀出口安装低噪声板，由于在低噪声板上带有许多特殊的小孔，能够起到减压和消音的作用，一般可以衰减噪音10 dBA左右；另外可以在控制阀下游串联一个消声器，消声器能够有效的消除流体内部的噪声并抑制传送到固体边界层的噪声级，消声器能够起到扩散、减速、降压的作用，能够有效的把噪音降低下来，安装这种消声器后，可以降低噪声25dBA左右。

现在随着人们对环境意识的增强，低噪音阀门的需求是必然的趋势，一些欧、美、日的阀门公司如Masoneilan、Fisher、Koso、CCI等阀门公司很早就已经开始了低噪音阀门的研发设计工作，并且达到了一定的水平，而我国虽然也已经在阀门噪声方面进行了一定的研究，但是在一定程度上对控制阀噪音的重视度不足，因此我认为作为设计者应首先重视噪音问题，在控制阀设计过程中加以运用，这样才能开发出满足市场需求的产品。