截止節(jié)流閥兩相流致噪聲特性分析

王旭飛，王均宇，戴磊，宋永興，，于躍平

(1.山東海筑暖通工程有限公司，山東濟(jì)南 250014；2.山東建筑大學(xué)熱能工程學(xué)院，山東濟(jì)南 250101；3.壓縮機(jī)技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(壓縮機(jī)技術(shù)安徽省實(shí)驗(yàn)室)，合肥安徽 230031)

0 前言

節(jié)流閥是通過改變節(jié)流截面或是節(jié)流長度來控制節(jié)流流體，在空調(diào)中節(jié)流閥起到節(jié)流降壓的作用[1-3]。當(dāng)具有一定壓力勢能的流體流到節(jié)流閥時(shí)，節(jié)流面收縮，部分壓力勢能轉(zhuǎn)變?yōu)閯?dòng)能使得流體流速增大；同時(shí)壓力降低，當(dāng)壓力降低到制冷劑的飽和蒸汽壓力時(shí)便會(huì)產(chǎn)生空泡[4-6]?？张蓦S流體流動(dòng)，空泡流出閥門下游，局部壓力略有增大，氣泡破裂從而形成空化[7-9]。而氣泡之間相互碰撞、空泡坍塌等形成空化噪聲，這也是節(jié)流閥流致噪聲的來源之一[10-11]。另外，流體流動(dòng)不穩(wěn)定使得流場出現(xiàn)紊流、回流、漩渦等，造成流體動(dòng)力噪聲增大，這是閥門噪聲的另一來源之一。在空調(diào)系統(tǒng)中，節(jié)流閥是重要組成元件之一，同時(shí)也是空調(diào)噪聲的來源之一，故而成為學(xué)者們研究的對象。

黃皓[12]通過對不同工況下的電子膨脹閥進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，發(fā)現(xiàn)閥門開度和壓差是影響閥門下游噪聲的重要因素。ZHANG等[13]通過對不同背壓下的錐形電子膨脹閥進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，發(fā)現(xiàn)制冷工況下噪聲主要出現(xiàn)在下游區(qū)域，且流場中的最大噪聲值以及剖面上各個(gè)噪聲源的強(qiáng)度都隨入口壓力的增大而增大。王世鵬[14]通過數(shù)值計(jì)算分析了調(diào)節(jié)閥內(nèi)在不同開度和不同出口壓力下的流體流動(dòng)和空化現(xiàn)象，結(jié)果發(fā)現(xiàn)空化主要出現(xiàn)在閥門出口端的拐角和閥芯窗口。陳修高等[15]通過數(shù)值計(jì)算對不同進(jìn)出口壓差下的調(diào)節(jié)閥進(jìn)行研究，結(jié)果發(fā)現(xiàn)空化噪聲是調(diào)節(jié)閥噪聲的主要來源，且隨閥門進(jìn)出口壓差的增大而增大。ARIYADI等[16]使用CFD模擬對電磁閥內(nèi)部產(chǎn)生的流動(dòng)特性和空氣動(dòng)力學(xué)噪聲進(jìn)行了數(shù)值研究，研究結(jié)果表明：不同的入口條件會(huì)影響局部速度，從而導(dǎo)致不同量級的湍流強(qiáng)度，通過修改出口通道處的流動(dòng)路徑可將空氣動(dòng)力學(xué)噪聲降低2%～12%。ZHANG等[17]通過實(shí)驗(yàn)和仿真方法研究不同開度和進(jìn)口壓力下調(diào)節(jié)閥的流場分布，并利用在閥芯加溝槽的方式實(shí)現(xiàn)了降噪。HAN等[18]分析了提升閥背壓對流動(dòng)特性、空化和流動(dòng)力的影響，并采用兩相混合模型進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果表明：最大速度隨著壓降的增加而迅速增加從而導(dǎo)致閥門內(nèi)部出現(xiàn)更嚴(yán)重的氣穴現(xiàn)象。

傳統(tǒng)節(jié)流元件如毛細(xì)管等雖然成本低，但是在工作過程經(jīng)常出現(xiàn)堵塞、流量受限等問題[19-20]。隨著空調(diào)技術(shù)的發(fā)展，新型電子膨脹閥、截止節(jié)流閥等逐漸代替毛細(xì)管的應(yīng)用，但在應(yīng)用過程中同樣伴隨著空化及噪聲的產(chǎn)生。本文作者以截止節(jié)流閥為研究對象，通過數(shù)值計(jì)算對不同入口流量下的截止節(jié)流閥進(jìn)行研究，通過對其內(nèi)部流場進(jìn)行分析為其優(yōu)化降噪提供方向。

1 截止節(jié)流閥模型

1.1 物理模型

以某廠家的截止節(jié)流閥為研究對象，圖1所示是該模型的剖面示意。

圖1 截止節(jié)流閥模型

截止節(jié)流閥主要由固定式閥座、活動(dòng)式閥芯、兩個(gè)過濾網(wǎng)組成。作者對制冷工況下的流場進(jìn)行計(jì)算，以R410A制冷劑為介質(zhì)進(jìn)行研究。圖示制冷劑流向?yàn)橹评鋾r(shí)的流動(dòng)方向，當(dāng)制冷劑左進(jìn)下出時(shí)，活動(dòng)式閥芯被流體沖擊移動(dòng)到固定式閥座位置，此時(shí)閥門處于制冷狀態(tài)。對該模型進(jìn)行反向建模得到計(jì)算流體域，考慮到閥門實(shí)際安裝方向和管路連接方式，最終得到的計(jì)算流體域如圖2所示。

圖2 截止節(jié)流閥計(jì)算流體域

1.2 數(shù)學(xué)模型

以R410A制冷劑為介質(zhì)進(jìn)行研究，設(shè)置邊界條件為流量入口和壓力出口，分別對入口流量為0.014、0.016、0.018、0.020、0.022、0.024 kg/s、出口壓力為1.498 MPa工況下的閥門進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。由于閥門內(nèi)部流動(dòng)較為復(fù)雜，屬于高雷諾數(shù)的湍流流動(dòng)，因此選擇Realizableκ-ε湍流模型進(jìn)行計(jì)算。在制冷劑流動(dòng)過程中，由于閥門節(jié)流降壓作用，使得閥門出口呈兩相流流出，而制冷劑流致噪聲又屬于寬頻噪聲，因此選擇Zwart-Gerber-Belamri空化模型、VOF多相流模型和Broadband Noise Sources噪聲模型進(jìn)行計(jì)算。具體控制方程如下所示：

質(zhì)量守恒方程：

(1)

能量守恒方程：

(2)

動(dòng)量守恒方程：

(3)

(4)

(5)

式中：u、v、w是流體速度在x、y、z三個(gè)方向的分量，m/s；ρ是流體密度，kg/m3；cp為定壓比熱容，J/(kg·K)；T為溫度，K；k為流體的傳熱系數(shù)，W/(m·K)；v是來流的速度矢量，m/s；ST為流體的內(nèi)熱源及由黏性作用流體機(jī)械能的部分；Fbx、Fby、Fbz是單位流體上的質(zhì)量力在x、y、z方向上的分量，N；pxx、pyx等是流體內(nèi)應(yīng)力張量的分量，N。

Broadband Noise Sources噪聲模型：

(6)

(7)

(8)

式中：U為湍流速度，m/s；l為湍流特征長度，m；α0為聲速，m/s；α為模型常數(shù)；Mt為湍流馬赫數(shù)；n為湍動(dòng)能，m2/s2；PA為聲功率，W/m3。

Zwart-Gerber-Belamri空化模型：

(9)

(10)

式中：pv為液體在相應(yīng)溫度下的飽和蒸汽壓力，Pa；αv為氣相體積分?jǐn)?shù)；RB為空泡半徑，m；ρ為混合相密度，kg/m3；ρ1為液體密度，kg/m3；ρv為氣體密度，kg/m3；Re為蒸發(fā)相生成率；Rc為凝結(jié)相生成率。

2 網(wǎng)格無關(guān)性分析

在對截止節(jié)流閥內(nèi)部流場進(jìn)行分析時(shí)，首先要對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格數(shù)量影響計(jì)算速度，而網(wǎng)格質(zhì)量決定計(jì)算的準(zhǔn)確性，因而網(wǎng)格數(shù)量和質(zhì)量是決定計(jì)算速度和結(jié)果準(zhǔn)確性的關(guān)鍵因素。圖3所示是閥門監(jiān)測點(diǎn)示意，當(dāng)以一定質(zhì)量流量流入閥門時(shí)，通過與出口監(jiān)測點(diǎn)監(jiān)測到的流量進(jìn)行對比來確定計(jì)算誤差是否滿足計(jì)算要求。

圖3 截止節(jié)流閥監(jiān)測點(diǎn)示意

由于閥門上下游結(jié)構(gòu)較為簡單，而節(jié)流孔區(qū)域結(jié)構(gòu)復(fù)雜且面積較小，因而對圖示節(jié)流區(qū)域進(jìn)行加密處理。圖4所示是用不同網(wǎng)格尺寸進(jìn)行加密得到的4種數(shù)量的網(wǎng)格模型。以0.02 kg/s的質(zhì)量流量作為入口邊界條件，以相同壓力作為出口邊界條件分別進(jìn)行計(jì)算，當(dāng)計(jì)算收斂后對出口監(jiān)測點(diǎn)的流量與所設(shè)定的入口流量進(jìn)行對比，結(jié)果如圖5所示。可以看出：隨著網(wǎng)格數(shù)量逐漸增多，閥門出口的流量逐漸接近設(shè)定的入口流量值，且進(jìn)出口誤差也隨網(wǎng)格數(shù)量的增大而減小；但當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量增大到一定程度時(shí)，對計(jì)算誤差的影響減弱，同時(shí)網(wǎng)格數(shù)量的增多也會(huì)使計(jì)算速度減慢。考慮到網(wǎng)格數(shù)量對計(jì)算效率和計(jì)算準(zhǔn)確性的影響，選擇65.005 0×104數(shù)量的網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算。

圖4 節(jié)流孔加密網(wǎng)格示意

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

3 仿真結(jié)果分析

基于CFD對截止節(jié)流閥進(jìn)行研究，通過對入口流量分別為0.014、0.016、0.018、0.020、0.022、0.024 kg/s和相同壓力出口為邊界條件的工況進(jìn)行計(jì)算，最終得到其速度場、渦量場、壓力場、氣相體積分?jǐn)?shù)以及聲功率級等特性。

3.1 速度場及渦量特性分析

當(dāng)制冷劑以一定的流量流入閥門時(shí)，在節(jié)流前流體的流速較小，而在節(jié)流后由于閥門的節(jié)流降壓作用使得節(jié)流孔處流速突增。圖6所示是在6種入口流量下的速度場，可以看出：當(dāng)流體流到節(jié)流孔時(shí)，流向的突變使得節(jié)流孔中心流速較大，而在貼近節(jié)流孔壁面上，由于流體的黏性力等使得壁面處的流速較?。浑S著閥門入口流量的增大，閥門節(jié)流孔處的最大速度從44.331 3 m/s增大到77.560 4 m/s，且在閥門下游流速呈噴射狀分布。

圖6 不同入口流量下速度場分布

閥門節(jié)流前管道結(jié)構(gòu)簡單，流體流動(dòng)較為穩(wěn)定，而在節(jié)流時(shí)流道的突變是引起流動(dòng)不穩(wěn)定的因素之一。圖7所示是6種工況下的渦量分布?？梢钥闯觯簻u量主要集中在閥門下游，而最大渦量產(chǎn)生在節(jié)流孔區(qū)域。在流體流到節(jié)流孔時(shí)，由于橫截面的減小使得流體流速增大，而在靠近節(jié)流孔壁面處流速較小，從而形成較大的速度梯度，從而在剪切力的作用下引起流動(dòng)的不穩(wěn)定。當(dāng)流體流出時(shí)，閥門下游流道橫截面突增，使得具有較大動(dòng)能的流體以噴射的形式流出，而在速度梯度等的作用下也會(huì)與下游流體形成剪切力，因而形成較大的旋渦且呈對稱態(tài)分布在閥門下游管道區(qū)域。

圖7 不同流量下渦量分布

3.2 壓力場及氣相體積分?jǐn)?shù)分布

單相制冷劑以液態(tài)的形式流入截止節(jié)流閥，在節(jié)流降壓后以氣液兩相流流出。圖8所示是在不同入口流量下的壓力場分布，可以看出：壓降主要出現(xiàn)在節(jié)流孔位置。當(dāng)流體流經(jīng)閥門節(jié)流孔時(shí)，恒定入口流量下由于管徑的突縮使得流體流速增大，動(dòng)能增加。根據(jù)能量守恒定律可知，能量不會(huì)無緣無故消失也不會(huì)突然出現(xiàn)。當(dāng)動(dòng)能增加時(shí)，相應(yīng)的壓力勢能減小，這也就是截止節(jié)流閥的節(jié)流降壓原理。從圖8可以看出：隨著閥門入口流量的增大，節(jié)流孔處的壓降也逐漸增大，且在節(jié)流孔入口貼近壁面的拐角處出現(xiàn)壓力極小值。這是由于流體流向突然改變時(shí)，左右兩個(gè)方向的流體發(fā)生相互作用的抵消力而產(chǎn)生的。當(dāng)壓力小到一定程度時(shí)，便會(huì)產(chǎn)生氣液兩相流。

圖8 不同流量下壓力場分布

圖9所示是不同入口壓力下的氣相體積分?jǐn)?shù)分布，可以看出：節(jié)流前制冷劑以單相流流動(dòng)，經(jīng)過閥門節(jié)流降壓作用后下游呈氣液兩相流流動(dòng)。當(dāng)高溫高壓制冷劑以一定的流速流動(dòng)時(shí)，在閥門節(jié)流孔處出現(xiàn)壓降，當(dāng)壓力降低到該工況制冷劑的飽和蒸汽壓力時(shí)，便會(huì)產(chǎn)生空泡，由于節(jié)流孔的流速較大，氣泡不易堆積，因而空泡隨流體流到閥門下游形成空化。由于閥門設(shè)定的出口壓力小于制冷劑的飽和蒸汽壓力，因而下游空化相對嚴(yán)重。而在節(jié)流孔入口貼近壁面的拐角位置只有少量的空泡堆積。

圖9 不同流量下氣相體積分?jǐn)?shù)分布

3.3 聲功率級分布

當(dāng)制冷劑流入節(jié)流孔時(shí)，部分壓力勢能轉(zhuǎn)變?yōu)閯?dòng)能，由于節(jié)流孔的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，壓力勢能會(huì)有損耗從而轉(zhuǎn)變?yōu)槁暷?，同時(shí)聲能又以輻射的形式表現(xiàn)出來形成噪聲。圖10所示是不同流量下的噪聲分布，局部區(qū)域是節(jié)流孔入口的噪聲分布?？梢钥闯觯涸肼暿菑墓?jié)流孔入口開始產(chǎn)生的。當(dāng)一定流速的流體流到節(jié)流孔時(shí)，由于管道橫截面減小，管束收縮，節(jié)流孔兩側(cè)的流體產(chǎn)生相互作用的力，兩者相互抵消從而產(chǎn)生噪聲。當(dāng)制冷劑流量逐漸增大時(shí)，流體流速增大，同時(shí)節(jié)流孔入口處噪聲也隨之增大。

圖10 不同流量下噪聲分布

制冷劑以液體流入截止節(jié)流閥，經(jīng)過閥門節(jié)流降壓作用后以兩相流流出，因而在流體流動(dòng)過程中除了流體動(dòng)力噪聲外也伴隨著空化噪聲的產(chǎn)生。圖11所示是不同入口流量下閥門上下游聲功率級的分布?？梢钥闯觯涸肼曋饕a(chǎn)生在閥門下游，在節(jié)流上游拐角位置也有少量噪聲產(chǎn)生，這是由流體流向發(fā)生改變時(shí)流體相互碰撞和流體碰撞閥門產(chǎn)生的。制冷劑在節(jié)流孔處由于閥門節(jié)流作用而使局部壓力減小，當(dāng)減小到制冷劑飽和蒸汽壓力時(shí)就會(huì)產(chǎn)生空泡，空泡隨流體流動(dòng)到下游，空泡之間相互碰撞產(chǎn)生空化噪聲。另一方面，由節(jié)流孔射流而出的流體與管壁碰撞，并與貼近壁面處流體形成勢差從而形成漩渦，產(chǎn)生較大的流體動(dòng)力噪聲，因而閥門下游噪聲較大。從圖11可以看出：隨著閥門入口流量的增大，閥門下游最大噪聲從104.640 2 dB增大到122.751 5 dB。

圖11 不同流量下閥門上下游聲功率級分布

圖12所示分別是流體域Y方向上的坐標(biāo)以及A-A剖線上的噪聲源分布。從圖(b)可以看出：節(jié)流區(qū)域前有少量噪聲產(chǎn)生，從節(jié)流孔入口開始噪聲突增，之后略有減小而后又逐漸增大到最大值再減小。由于流體流束收縮使得流體相互碰撞，因而在節(jié)流孔入口出現(xiàn)噪聲突增至極大值的現(xiàn)象。在節(jié)流孔區(qū)域流動(dòng)逐漸穩(wěn)定，由流體流動(dòng)不穩(wěn)定的作用減弱，因而噪聲略有減小。當(dāng)流體流出節(jié)流孔至下游區(qū)域，流體動(dòng)力噪聲與空化噪聲同時(shí)產(chǎn)生，因此出現(xiàn)噪聲增大的現(xiàn)象，且該區(qū)域引起噪聲增大的因素較多，因而伴隨著閥門最大噪聲的出現(xiàn)。當(dāng)流體流到下游彎管區(qū)域時(shí)，流體射流不再明顯，由速度梯度引起的渦流及回流等現(xiàn)象減弱，流體動(dòng)力噪聲隨之減小，因而彎管處噪聲逐漸減小。雖然不同流量下該剖線上的噪聲分布趨勢相同，但各點(diǎn)噪聲源的強(qiáng)度都隨著流量的增大而增大。

圖12 Y方向剖線上噪聲源分布

4 結(jié)論

通過數(shù)值計(jì)算對不同入口流量下的流場進(jìn)行計(jì)算，并對其速度場、渦量場、壓力場、氣相體積分?jǐn)?shù)分布以及噪聲等進(jìn)行分析，最終得出以下結(jié)論：

(1)隨著閥門入口流量的增大，流場中最大流速也隨之增大。閥門節(jié)流孔處的最大流速從g=0.014 kg/s時(shí)的44.331 3 m/s增大到g=0.024 kg/s時(shí)的77.560 4 m/s，且在閥門下游流速呈噴射狀分布。

(2)隨著閥門入口流量的增大，節(jié)流孔處的壓降也逐漸增大，且在節(jié)流孔入口貼近壁面的拐角處出現(xiàn)壓力極小值。

(3)節(jié)流前制冷劑以單相流流動(dòng)，經(jīng)過閥門節(jié)流降壓作用后下游呈氣液兩相流流動(dòng)。由于閥門設(shè)定的出口壓力小于制冷劑的飽和蒸汽壓力，因而下游空化相對嚴(yán)重。而在節(jié)流孔入口貼近壁面的拐角位置只有少量的空泡堆積。

(4)隨著閥門入口流量的增大，閥門下游最大噪聲從104.640 2 dB增大到122.751 5 dB。節(jié)流區(qū)域前有少量噪聲產(chǎn)生，從節(jié)流孔入口開始噪聲突增，之后略有減小而后又逐漸增大到最大值再減小。雖然不同流量下閥門中心線上的噪聲分布趨勢相同，但各點(diǎn)噪聲源的強(qiáng)度都隨著流量的增大而增大。

(5)在制冷工況下，噪聲主要集中在節(jié)流孔以及閥門下游，在之后的優(yōu)化設(shè)計(jì)中可以針對這兩部分的流場流線對閥門結(jié)構(gòu)進(jìn)行改造以達(dá)到降噪的目的。