【技术领域】
[0001] 本
发明涉及到声学及
定位技术领域，特别涉及一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法。【背景技术】
[0002] 减温减压装置是过程工业中调节
蒸汽压
力和
温度的重要装置，对满足用户用汽要求、实现余热余压
回收利用、保护系统与设备安全有重要意义。高参数减压阀是减温减压装置中的核心元件。随着国家重点工程的建设和发展，国内的传统高参数减压阀已不能满足高参数(高温高压)、大流量变化范围、大减压比等复杂工况下的压力调节、减震降噪等性能要求，而目前对高参数减压阀的减压机理、内部流动特性、噪声发生机理以及结构优化的研究和自主设计较少，导致目前高参数减压阀几乎被国外产品垄断。
[0003] 高参数减压阀内气体
湍流程度剧烈，噪声大，对操作人员健康和设备的正常运行有严重影响。目前，多孔板主要用于降低管道及阀内流动噪声，其结构简单，有一定降噪效果，
现有技术中尚未有对高参数减压阀内噪声源进行定位及噪声指向性分布的方法。基于此，本发明主要应用于一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定。
[0004] 作为检测声源位置的第一现有技术，2009年8月19日中国发明
专利CN101512374A公布了一种检测声源位置的检测装置，其特征是具有分析单元和
抽取单元，所述分析单元对从离开配置的多个麦克
风分别输入的含有噪声的混合声进行
频率分析，输出频率
信号；所述抽取单元，其生成多个包含在混合声中的抽取声的声源候补位置，按照声源候补位置对对应于两个麦克风的频率信号的时间轴进行调整以使从该声源候补位置到两个麦克风的混合声的时间差为零，求出表示时间轴调整后的对应于两个麦克风的频率信号中两个麦克风间的频率信号的差异程度的差分距离在
阈值以下的频率信号，根据所求出的频率信号中对应于两个麦克风的频率信号彼此的一致程度，从声源候补位置中抽取抽取声的声源位置。
[0005] 作为检测噪声源位置的第二现有技术，2013年6月26日中国发明专利CN103176163A在现有的单个
水听器测量舰船
辐射噪声的平台上，根据测量时舰船与测量水听器之间相对运动产生的
多普勒效应，利用高阶模糊函数方法，得到多普勒信号的瞬时
相位和时变幅度，然后使用加权非线性最小二乘法估计出多普勒信号的参数，结合参考声源，实现了舰船低频线谱噪声源的定位。
[0006] 但是，检测声源位置的第一现有技术主要涉及车载用的声源位置检测装置，第二现有技术主要涉及
信号处理和水声测量等领域，这两项技术均与高参数减压阀领域差别较大。现有的噪声定位技术不多，特别涉及到高参数减压阀内的噪声源定位技术更为稀少。【发明内容】
[0007] 本发明针对现有高参数减压阀内气体湍流程度剧烈、噪声大的问题，提出了一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法，能够准确有效的找到噪声源，为针对性地降低噪声提供可靠依据。
[0008] 为达到上述目的，本发明采用如下的技术方案：
[0009] 一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法，包括如下步骤：
[0010] (1)利用
流体力学
软件建立高参数减压阀可压缩流动数值模型；
[0011] (2)通过基本控制方程或大涡模拟湍流模型方程分别求解无孔板高参数减压阀和有孔板高参数减压阀的流场分布；
[0012] (3)通过稳态流场计算，分别分析两个模型的流场分布，对比分析两个模型湍流强度和
马赫数沿
流线的变化趋势，得到两个模型对称面上声功率级分布图；
[0013] (4)进行稳态分析，定位出两个模型的噪声源位置；
[0014] (5)在高参数减压阀出口下游处布置声压监测点以确定噪声指向性；
[0015] (6)通过各监测点声压数据得到总声压级，得到两个模型的噪声指向性分布图。
[0016] 作为优选，所述步骤(1)中利用流体力学软件建立高参数减压阀可压缩流动数值模型，适用于复杂工况下的高参数减压阀。
[0017] 作为优选，通过对可压缩流动数值模型的计算，观察高参数减压阀内流体的压力、速度分布和流量值；根据边界条件，求解连续性方程、动量方程、
能量方程、湍流
动能方程和理想可压缩气体方程控制方程，得到高参数减压阀内可压缩流动。
[0018] 作为优选，所述步骤(3)中分别分析两个模型的流场分布，得出无孔板高参数减压阀和有孔板高参数减压阀沿不同截面的速度分布规律。
[0019] 作为优选，所述步骤(3)中通过
气动噪声的宽频噪声数值模型分析方法，分别获得两个模型在对称面上声功率级分布规律。
[0020] 作为优选，所述步骤(5)中以高参数减压阀出口下游1～3m处为圆心，半径为1～1.5m和2～5m的圆上，分别均匀布置10～20个监测点，每隔1～2m布置5～10个监测点，利用以上监测点的结果，确定高参数减压阀的噪声指向性。
[0021] 本发明的有益效果：
[0022] 1、本发明所述的适用于高参数减压阀的声源位置及噪声指向性的确定方法，属于本领域内的创新方法。
[0023] 2、本发明所述的适用于高参数减压阀的声源位置及噪声指向性的确定方法，是利用流体力学软件进行声源定位及指向性分析，一方面具有较高的计算效率；另一方面极大的节约了成本，并且具有较高的准确性。
[0024] 本发明的特征及优点将通过
实施例结合
附图进行详细说明。【附图说明】
[0025] 图1是本发明一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法的步骤
流程图；
[0026] 图2是本发明一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法的截面示意图；
[0027] 图3是本发明一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法的监测点位置示意图；
[0028] 图4是本发明一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法的噪声指向性分布一图；
[0029] 图5是本发明一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法的噪声指向性分布二图。
[0030] 图中：1-入
口腔、2-
阀体、3-阀芯、4-阀芯后腔、5-多孔板、6-出口腔、7-蒸汽。【具体实施方式】
[0031] 参阅图1～图5，本发明，包括以下步骤：
[0032] (1)利用流体力学软件建立高参数减压阀可压缩流动数值模型；
[0033] (2)通过基本控制方程或大涡模拟湍流模型方程分别求解无孔板高参数减压阀和有孔板高参数减压阀的流场分布；
[0034] (3)通过稳态流场计算，分别分析两个模型的流场分布，对比分析两个模型湍流强度和马赫数沿流线的变化趋势，得到两个模型对称面上声功率级分布图；
[0035] (4)进行稳态分析，定位出两个模型的噪声源位置；
[0036] (5)在高参数减压阀出口下游处布置声压监测点以确定噪声指向性；
[0037] (6)通过各监测点声压数据得到总声压级，得到两个模型的噪声指向性分布图。
[0038] 具体的，所述步骤(1)中利用流体力学软件建立高参数减压阀可压缩流动数值模型，适用于复杂工况下的高参数减压阀。
[0039] 具体的，通过对可压缩流动数值模型的计算，观察高参数减压阀内流体的压力、速度分布和流量值；根据边界条件，求解连续性方程、动量方程、能量方程、湍流动能方程和理想可压缩气体方程控制方程，得到高参数减压阀内可压缩流动。
[0040] 具体的，所述步骤(3)中分别分析两个模型的流场分布，得出无孔板高参数减压阀和有孔板高参数减压阀沿不同截面的速度分布规律。
[0041] 具体的，所述步骤(3)中通过气动噪声的宽频噪声数值模型分析方法，分别获得两个模型在对称面上声功率级分布规律。
[0042] 具体的，所述步骤(5)中以高参数减压阀出口下游1～3m处为圆心，半径为1～1.5m和2～5m的圆上，分别均匀布置10～20个监测点，每隔1～2m布置5～10个监测点，利用以上监测点的结果，确定高参数减压阀的噪声指向性。
[0043] 本发明工作过程：
[0044] 一种高参数减压阀噪声源位置及噪声指向性的确定方法，所涉及高参数减压阀截面示意图如图2所示。其主要包括
角式锻焊阀体2，锥面阀芯3以及多孔板5。多孔板5为小孔均匀分布的圆形孔板。
[0045] 所述方法利用流体力学软件建立高参数减压阀可压缩流动数值模型：基于流体力学分析软件对高参数减压阀流动进行数值建模和模拟，观察高参数减压阀内流体的压力、速度等分布和流量值。本发明所涉及高参数减压阀内部结构复杂，利用建模软件对研究对象进行
三维建模，并利用前处理软件对高参数减压阀内部流道进行网格划分。高参数减压阀内部流动区域主要包括入口区域、阀芯区域和出口区域。阀的内件为阀芯和阀罩组成的节流元件，阀出口区域布置有孔板。由于高参数减压阀内腔为对称结构，为了减少计算量，计算域选取为实际流动区域的一半。将模型划分为5个区域，其中3个区域采用结构化网格，另外2个区域采用非结构化网格。为同时保证计算
精度和计算效率，将误差限制于2％以内，高参数减压阀内流体单元大小为2mm，相连接管道内流体单元大小为4mm，同时细化阀芯处网格。
[0046] 计算域的边界条件：入口为压力入口(3～6MPa)，并给定入口温度(600～700K)；出口为压力出口(1～2MPa)；x＝0面设置为对称面；壁面为无滑移边界；介质为水蒸气，其
密度选用理想可压气
体模型。
[0047] 利用基于密度的求解器，流动、湍流动能和湍流耗散率均为一阶迎风离散格式，通过基本控制方程和大涡模拟湍流模型方程分别求解无孔板高参数减压阀和有孔板高参数减压阀的流场分布，并利用流体力学分析软件中的噪声模型求解声场分布。选用大涡模拟湍流模型方程是因为大涡模拟方程在描述大尺度
涡流的演变时考虑了未求解的小尺度漩涡的影响，因此可以捕捉到微弱的气体声压的变化。流体力学分析软件中的噪声计算采用宽频噪声模型方法，因为高参数减压阀内的噪声连续分布于较宽的
频率范围，属于宽频噪声，并且宽频噪声模型方法计算成本最低。
[0048] 分别分析两个模型的流场分布，对比分析两个模型湍流强度和马赫数沿流线的变化趋势：流动状态对声场分布有很大影响，尤其是湍流强度和马赫数大小。将无孔板和有孔板高参数减压阀对比如下。从两个模型的湍流强度I沿流线的变化曲线可知湍流强度沿流线逐渐增加，流线长度l>0.8m时，湍流强度I曲线迅速上升。l>0.9～1.2m处(即从孔板到出口区间)湍流强度I较大，而其他部分I<1250％。这是由于蒸汽在出口腔绝
热膨胀，引起大量流动扰动。从两个模型的马赫数Ma变化可知l＝0.9～1.2m处马赫数Ma较大，其余部分较小约为0.1，Ma>1时表明流动为超声速流动。有孔板高参数减压阀的马赫数比无孔板高参数减压阀的马赫数小30％～60％。
[0049] 在所述的流体力学分析软件中，基于控制方程和边界条件，计算稳态流场；通过稳态流场计算，分别得到两个模型对称面上声功率级分布：流体从入口到阀芯锥面处，声功率级变化较小，基本保持在50dB以内，流经阀芯时，声功率级迅速增大至100dB左右，到出口声功率级不断增加。声功率级分布中，无孔板模型阀杆下方区域噪声整体较高，声功率级最大值约为189dB，而带有孔板的模型由于孔板上小孔将流体分散，小孔后方靠近阀体壁面处噪声较大，声功率级最大值约为181dB。在阀芯后腔内，无孔板模型声功率级分布不均匀，中间较大，靠近阀芯或阀体壁面的噪声较低；而孔板模型声功率级分布较为均匀。
[0050] 进行稳态分析，定位出两个模型的噪声源位置：从不同角度截面上孔板后方声功率级分布中可以看出，从小孔处至小孔下方区域声功率级较高。出口腔的声功率级分布可以分为三个区域：回流区、流动核心区和边界区。由于流体从孔板流出时由于z方向速度较大，来不及向两侧流动，因此，出口腔中心形成回流区，声功率级较低。流体从小孔流出后，快速流出阀体，声功率级较大，即为流动核心区。而流动核心区和回流区的交界区，由于回流与流动主体发生一定冲击，湍流程度较大，其声功率级非常大，在高参数减压阀的噪声控制中应极力避免这种现象。从孔板模型z＝220mm截面上的声功率级分布可以看出沿阀芯壁面和阀体壁面的声功率级较大，两壁面中间气体的声功率级较低，
云图上表现为凹面。同时，y>0一侧的声功率级较大，这是由于阀体角式不对称结构引起的。通过稳态分析可以看到阀杆下方(无孔板模型)或孔板前后(有孔板模型)噪声较大，是主要噪声源。
[0051] 在高参数减压阀出口下游处布置声压监测点以确定噪声指向性：为分析噪声的指向性，根据标准要求，以高参数减压阀出口下游1m处为圆心，半径为1m和2m的圆上，分别均匀布置12个监测点(如图3所示)，同时，沿出口方向每隔1m共布置5个监测点。然后记录流动引起的监测点声压变化情况，为了便于表示，仅对部分点进行编号。
[0052] 通过各监测点声压数据得到总声压级，得到两个模型的噪声指向性分布图4：指向性分布呈椭圆曲线，流动下游方向(θ＝90。)噪声高于其他方向。无孔板高参数减压阀(图4)中R2000圆与R1000圆形状相同，但总声压级值较小。图5中R1000圆θ＝90。方向噪声较小，方向性曲线更接近于圆形。左侧(θ＝90～270。)声压级较大，主要是由阀体的角式不对称结构决定的，蒸汽流经拐角时，左侧流阻小，大部分蒸汽从左侧流向出口，且流动较剧烈，噪声大，右侧蒸汽流量较小，噪声较低，尤其是有孔板模型。噪声指向性表明高参数减压阀下游噪声高于上游噪声；由于孔板的作用，部分频率的
声波被反射从而不能向下传播，有孔板高参数减压阀的下游噪声得到有效控制。
[0053] 噪声源位置及噪声指向性的确定表明孔板可有效降噪。
[0054] 本发明，针对现有高参数减压阀内气体湍流程度剧烈、噪声大的问题，能够准确有效的找到噪声源，为针对性地降低噪声提供可靠依据。
[0055] 上述实施例是对本发明的说明，不是对本发明的限定，任何对本发明简单变换后的方案均属于本发明的保护范围。
