5.3.1声源处理法

流体流过调节阀所产生的噪声级和很多参数有关。从噪声预估计算公式中可以了解各种参数对噪声大小的影响，压差和速度的影响最大，速度越高，噪声越大；压差越大，噪声越大；当然，流量系数、直径、壁厚、温度等因素都会产生影响。

许多低噪声调节阀就是抓住压差和速度这两个关键，设计了新颖的低噪声阀芯，在产生声音的节流处把速度和ffi差降下来，可采用如下的原理和方法。

(1)节流件有适当隔开的、细小的迂回通路图5-6表示利用这种方法的四种结构。图5- 6（a)表示一种类似迷宮小道的迂回通路，它的直径小于lmm,这种流路由于流体和边界层的湍 流剪应力作用，形成粘性应力，使总压降的百分比最大。图5-6 (b>采用套在一起的多层节流件，对每个节流件的Ap/h比值加以限制，达到最佳的操作，由于多层节流孔的分段降压，达到所设计的总压降水平，使噪声明显下降。图5- 6(c)中利用许多狭窄的平行孔缝，这种设计使湍流度最小，在膨胀区的速度分布埋想，设计简单，能降低15~20dB的噪声，总的流通能力也

不会降低或者降低很少。图5-6 (d）表示在套筒上钻出很多小孔，这种方法加工方便，效果好，在多孔设计的低噪声阀芯屮，所有的小孔位置都经过仔细的计算，适当的隔开和排列，声波在进人小孔之前就相互撞击，消耗能量。

根据上述四种结构原现，已经演变或派牛.出多种多样的阀芯结构，各个厂家的结构可能不同，但出发点都一样，即把阀内件的流路分成多股的细流。套筒式的阀内件最容易组合上面的结构特点。套筒式阀内件可以用圆盘加工出一些弯曲的槽沟，把这些圆盘脊在一起，流体通过这些圆盘的流道，必须通过许多直角转弯的流路（图5-7)，消耗能量，分段降压，使压力降最大

直行程的低噪声调节阀结构如图5-8至图5-11所示，这些调节阀的结构就是根据上述结构原理而设计的。 

仔细观察这些结构，为了降低噪声，都把流路细分成很多分路，每个分路的截面都十分细小，如果流体中含有颗粒或纤维物质，就极容易堵塞，大多数低噪声阀门都有被堵塞的危险。因此，安装前一定要把管路淸理干净。阀门的上游要装有过滤装置，因为可以及时对它进行清理。杂质如果积存在阀芯和套筒之间，造成堵塞和粘结，阀内件的流通能力就降低。

如果堵塞问题较大，就要选用流路大一些的阀，例如阄5-10和图5-12的流路就相对大一些,但减噪声的性能就不如小孔结构。

(2)利用摩擦原理，用阶梯式阀芯逐级戚压，减小流速，降低噪声这一类调节阀，多数设计了多级阶梯的阀芯结构，由于路径弯曲，流体的流动并不顺畅，从图5-12 U)可以看出，流体要流过特殊的阀芯和阀座，从人口到出口，流通面积扩大，使气体密度变化，压力降低，减缓了节流速度。图5-12 (b)是另一种典型的多阶禅式阀芯的低噪声调节阀结构，这种阀芯有明显的四 级阶梯。这种调节阀既有防空化的作用，也有防噪声的作用。所以，这些结构特别适用于液体易于产生空化的场合。

对于角行程调节阀的旋转式结构，降噪声的声能没有直行程 调节阀显著，其降低噪声的能力只局眼在10dB (A)之内。由于轴承表面及导向装置的影响，这种类型的调节阀更易受振动的影 响。图5-13表示开槽式的蜾阀阀板结构_D图5-14表示低噪声的V形球阀结构。图5-15表示低噪声整球球阀。

(3)治理噪声源的要点

①分析噪声源调节阀三种噪声中，气体动力噪声最为严重，也最难治理。空气动力噪声按声源特性分类，又可分为单极声源、偶（双）极声源和四极声源三类，其声源特性不--样。

单极声源辐射是由于不稳定流动产生的。其辐射声功率与有关参数间的关系为：

这三种声源声功率的计算公式主要区别在于马赫数对的因次不同，也不是成比例的关系。调节阀达到临界流量时所产生的噪声，主要是偶极和四极声源，这样的声源流速高，对值大，声功率大，所以噪声最强烈，也是治理的关键。

②改善流场运动流体所充满的空间称为流场。流场的性质可以用压力p、流速v、密 度f等流场参数来描述。

高速气流流经调节阀的流场时，情况很复杂。场参数是随时间、空间位置而变化的_T所以阀内流场是一个不恒定、不均匀的流场，要进行精确分析很困难，

如果气体流动是湍流，可以用下面的方程来描述：

 还可以列出一些相关的数字方程来描述，但求解这些方程比较困难。也就是说，很难用定量的方法来分析湍流的气体流场，因此，定量用场参数来分析气体动力噪声的机理是不容易的。

对气体动力噪音的研究可以用实验方法、用光学法来研究并观察它的流动情况，再用宏观的流体力学理论分析它的流场和噪声的关系，并加以改善。

在流速相当的情况下，阀内流场的分布是和阀门结构有关的。流场分布随流路形状的变化而变化。单座阀、双座阀、套筒阀、低噪音阀等都有不同结构，因此流路也不同，尽管其他的试验条件都一样，流场分布图的差异却较大。图5-16表示单座阀和套筒阀阀内的流动情况，图5-17表示各种不同套筒的流体流动情况。

在图5-16中，高速气流流经单座阀时，气流从阀芯、阀座四周流向阀后，在节流孔的附近会产生多种不稳定流动，如喷射流、附着流、附面层分离流、旋涡流、激波等等，这些不稳定流动是产生强噪声的根源，流动模型如图中所示。在图5-16(b)中，高速流体流经套筒阀时，流体从套筒壁四周从窗口流人套筒中心，然后汇集流向阀后，在套茼中间产生旋涡流、二次流等复杂流动，流场模型显然不同T箏座阀。套筒阀是通过套筒h几个均布的窗口来节流的^>阀前气流首先分成几股从窗P涌进套筒，然后再合成一股，流向阀后（见图5-17 U)),这种流动在套筒中心极容易产生大的旋涡流。由于突然的收缩和突然扩大，流场极不均勻，极容易产生强大的噪声。

改善流场就能够降低噪声。图5-17中的结构（b)和（c)就是低噪声阀中所用的套筒。图5-17 (b)表示一种小孔型套筒，由于套筒四周有许多小孔，流道分散，摩擦阻力增加，流场分布均匀，不产生大的旋涡流，降低了噪声；各股细流从套筒壁四周小孔流人套筒之后，再汇集流向阀后。为了使流场更均勻，可把套筒加长，在套筒下部再延伸一节；而且，在下部也均勻分布许多小孔（见图5-17 (c)),这样，流出套筒的流体就更有层次地流向阀后管道。

③分析噪声特性噪声特性包括频谱特性和噪声与开度的关系特性。所谓频谱特性是指气体动力噪声频率（Hz)和噪声声压级dB(A)之间的关系。这些关系没有通用的公式计 算，只能用试验方法取得。

频谱特性与阀门类型、阀门反寸、气体速度等因素都有关系，所以，一个频谱特性都必须以一些不变条件为前提才能作出来。例如图5_18 (a)是用我国生产的DN50不同类型调节阀进行测试所得到的噪声频谱，如果用同一类型的阀门，但是直径不同，得

到的噪声频谱就不相同，见图5-18（b）。

调节阀的空气动力噪声频率范围一般为1000～8000Hz，由于频率较高，所以噪声是尖锐刺耳的。

有了频谱特性，就能准确地知道某种调节阀在某一噪声频率时的噪声级，判断它是否可以使用，这是选用低噪声阀的依据。

在了解频谱特性之后，还要分析噪声与阀门开度的关系。各类调节阀在开度变化时，噪声变化的规律并不相同，噪声峰值发生的开度位置也不相同，见图5-19。

到的噪声频谱就不相同，见图5-18（b）。

调节阀的空气动力噪声频率范围一般为1000～8000Hz，由于频率较高，所以噪声是尖锐刺耳的。

有了频谱特性，就能准确地知道某种调节阀在某一噪声频率时的噪声级，判断它是否可以使用，这是选用低噪声阀的依据。

在了解频谱特性之后，还要分析噪声与阀门开度的关系。各类调节阀在开度变化时，噪声变化的规律并不相同，噪声峰值发生的开度位置也不相同，见图5-19。

从图中可见，单座阀、双座阀、低噪声阀的噪声值都随开度的增大而增大，噪声的峰值发生在全开位置，但曲线形状不相同。套筒阀与其他三种阀不同，它的噪声峰值发生在50%的开度位置。从使用角度讲，这是不理想的，因为调节阀的正常开度一般希望在中间位

置，嗓声最大值出现在100%开度是较理想的。

从图中可见，单座阀、双座阀、低噪声阀的噪声值都随开度的增大而增大，噪声的峰值发生在全开位置，但曲线形状不相同。套筒阀与其他三种阀不同，它的噪声峰值发生在50%的开度位置。从使用角度讲，这是不理想的，因为调节阀的正常开度一般希望在中间位

置，嗓声最大值出现在100%开度是较理想的。