一种阀门噪声优化方法与流程

本发明涉及一种阀门噪声优化方法，属于阀门噪声优化技术领域。

背景技术：

流体管道系统主要是由管道、泵、阀门、支架等部分组成，当流体通过阀门时，其流动状况发生激烈的变化，由于阀板的节流作用，流体在阀门前后激烈地混搅、冲击，同时压力也有剧烈的变化。从流体动力学观点解释，流体在阀前具有较高的压力势能，通过阀门时，流体加速，使势能转变为动能；同时有一部分能量转变为声能，以噪声的形式辐射出来。这种噪声沿管路系统传播，影响下游乃至管道出口出的流噪声水平。。

技术实现要素：

本发明为了解决现有技术中缺乏阀门噪声优化方法的问题，提出了提出了一种阀门噪声优化方法，所采取的技术方案如下：

一种阀门噪声优化方法，所述方法包括：

步骤一：采用fluent作为求解器，对闸阀中的平行式闸阀和楔式闸阀分别进行流体和声学特性计算获取所述平行式闸阀和楔式闸阀分别的流体和声学特性计算结果；根据所述平行式闸阀和楔式闸阀分别的流体和声学特性计算结果确定所述闸阀的噪声特性；

步骤二：采用fluent作为求解器，对截止阀中的直通式截止阀和直流式截止阀分别进行流体和声学特性计算获取所述截止阀的流体和声学特性计算结果；根据所述直通式截止阀和直流式截止阀的流体和声学特性计算结果确定所述截止阀的噪声特性；

步骤三：采用fluent作为求解器，对不同开度下的球阀进行流体和声学特性进行计算并获取所述球阀的流体和声学特性计算结果；根据所述不同开度下的球阀的流体和声学特性计算结果确定所述球阀的噪声特性；

步骤四：采用fluent作为求解器，对不同开度下的调节阀进行流体和声学特性计算获取所述不同开度下调节阀的流体和声学特性计算结果；根据所述不同开度下的调节阀的流体和声学特性计算结果确定所述调节阀的噪声特性；

步骤五：采用fluent作为求解器，对安装在截止阀下游的稳流器进行流体和声学特性计算，获取所述稳流器的流体和声学特性计算结果；根据所述稳流器的流体和声学特性计算结果确定所述稳流器的噪声特性；

步骤六：结合所述闸阀的噪声特性、所述截止阀的噪声特性、所述球阀的噪声特性、所述调节阀的噪声特性和所述稳流器的噪声特性确定阀门噪声优化方案。

进一步地，步骤一所述闸阀的噪声特性的获取过程包括：

第一步：建立平行式闸阀计算域模型，并对所述fluent进行边界设置，采用fluent作为求解器，针对公称尺寸为dn125的平行式闸阀进行流体和声学特性计算，获得平行式闸阀的流体和声学特性计算结果；

第二步：根据所述平行式闸阀的流体和声学特性计算结果生成平行式闸阀的中间截面速度矢量图、压力分布图和噪声分布图；结合所述中间截面速度矢量图、压力分布图和噪声分布图所述平行式闸阀的噪声分布情况进行分析，获取所述平行式闸阀的噪声特性；

第三步：建立楔式闸阀计算域模型，并对所述fluent进行边界设置，采用fluent作为求解器，针对公称尺寸为dn125的楔式闸阀进行流体和声学特性计算，获得楔式闸阀的流体和声学特性计算结果；

第四步：根据所述楔式闸阀的流体和声学特性计算结果确定楔式闸阀40％和85％开度下的流场分布情况，根据所述流程分布情况对所述楔式闸阀的噪声分布情况进行分析，并获取所述楔式闸阀的噪声特性。

第五步：结合所述平行式闸阀的噪声特性和所述楔式闸阀的噪声特性获取所述闸阀的噪声特性。

进一步地，步骤二所述截止阀的噪声特性获取的过程包括：

第1步：建立直通式截止阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；采用fluent作为求解器，针对不同公称直径的直通式截止阀进行流体和声学特性计算，获得各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果；

第2步：根据各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果获取所述各公称直径的直通式截止阀的流场和噪声分布情况，并结合所述流场和噪声分布情况对所述直通式截止阀的噪声情况进行分析，获得所述直通式截止阀的噪声特性；

第3步：建立直流式截止阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；采用fluent作为求解器，针对不同公称直径的直流式截止阀进行流体和声学特性计算，获得各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果；

第4步：根据各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果获取所述各公称直径的直通式截止阀的流场和声场分布情况，并结合所述流场和声场分布情况对所述直流式截止阀的噪声情况进行分析，获得所述直流式截止阀的噪声特性；

第5步：结合所述直通式截止阀的噪声特性和所述直流式截止阀的噪声特性获得所述截止阀的噪声特性。

进一步地，步骤三所述所述球阀的噪声特性的获取过程包括：

步骤1：建立球阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；

步骤2：采用fluent作为求解器分别对球阀35％、55％、65％和75％开度下的流场稳态数值进行计算，获得所述球阀的稳态数值计算结果，其中，所述开度以球阀孔口轴线和管路流道轴线夹角的余角为标准，并且在求解器计算过程中，进出口条件分别取压力入口和压力出口，压降取0.05mpa；

步骤3：根据所述球阀的稳态数值计算结果获取55％和75％开度下的球体表面压力分布、流线分布以及表面噪声分布情况；

步骤4：结合所述球体表面压力分布、流线分布以及表面噪声分布情况确定所述球阀的噪声特性。

进一步地，所述调节阀的噪声特性获取过程包括：

步骤a：建立调节阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；

步骤b：采用fluent作为求解器对开度为20％、40％和60％的所述调节阀进行流场和声学特性的计算，获得所述调节阀的流场和声学特性计算结果；

步骤c：根据所述调节阀的流场和声学特性计算结果获取20％和60％开度下的所述调节阀的流线分布情况、阀腔附近压力分布情况以及表面噪声分布情况；

步骤d：根据所述调节阀的流线分布情况、阀腔附近压力分布情况以及表面噪声分布情况确定所述调节阀的噪声特性。

进一步地，步骤五所述稳流器的噪声特性的获取过程包括：

第a步：建立稳流器计算域模型和稳流器优化用直通式截止阀模型，设置所述fluent的边界条件；

第b步：对未设置稳流器的稳流器优化用直通式截止阀进行流场情况和声学计算，获得噪声特性基础数据；

第c步：针对矩形蜂巢式稳流器和同心圆式稳流器分别与公称尺寸为d125的稳流器优化用直通式截止阀配合后的流场情况和声学特性进行模拟计算，同时，针对矩形蜂巢式稳流器、同心圆式稳流器和带封闭中心部分同心圆式稳流器分别与公称尺寸为d250的稳流器优化用直通式截止阀配合后的流场情况和声学特性进行模拟计算，获得稳流器与流器优化用直通式截止阀配合后的流场和声学特性数据；

第d步：根据所述噪声特性基础数据和所述稳流器与流器优化用直通式截止阀配合后的流场和声学特性数据的对比，确定稳流器对直通式截止阀流场和噪声特性的影响；

第e步：利用叶轮x和蜗壳a缩放后模拟流场中的泵体，并在泵体的入口处连接圆弧半径为1/2管径的弯管，对所述泵体进行压力分布和表面噪声分布计算，获得泵体流场和噪声特性基础数据；

第f步：在泵体上分别设置矩形蜂巢式稳流器、同心圆式稳流器和带封闭中心部分同心圆式稳流器，并对设置有各类稳流器下的泵体的流场和噪声特性进行计算，获得稳流器与泵体配合后流场和噪声特性数据；

第g步：将所述泵体流场和噪声特性基础数据和稳流器与泵体配合后流场和噪声特性数据进行对比，获得所述稳流器对泵体流场和噪声特性的影响；所述稳流器对直通式截止阀流场和泵体的流场及噪声特性的影响即为所述稳流器的噪声特性；

其中，所述稳流器优化用直通式截止阀的阀门流道模型与步骤二所述直通式截止阀的阀门流道模型不相同。

本发明有益效果：

本发明提出的一种阀门噪声优化方法能够对闸阀、截止阀、球阀、调节阀等阀门类型的流动情况和噪声水平进行综合评价，并根据噪声水平在阀门-管路系统中设置不同结构的稳流器减弱阀门下游的压力脉动，从而降低整个管路系统的流噪声水平。

附图说明

图1为平行式闸阀计算结果(流动方向自右向左)，其中，(a)为中间截面速度矢量图，(b)为压力分布图；(c)为噪声分布图。

图2为dn125楔式闸阀部分开度下的流场示意图，其中，(a)为40％开度下闸板附近压力分布图，(b)为40％开度下流线分布图；(c)为85％开度下闸板附近压力分布图，(d)为85％开度下流线分布图。

图3为dn125楔式闸阀部分开度下的噪声分布图，其中，(a)为40％开度下表面噪声分布图，(b)为85％开度下表面噪声分布图。

图4为直通式截止阀不同流向计算结果示意图，其中，(a)为dn125截止阀的流场和噪声分布图；(b)为dn200截止阀的流场和噪声分布图。

图5为截止阀不同流向60db以上噪声分布区域图，其中，(a)为dn125截止阀图；(b)为dn125截止阀。

图6为dn125直通式截止阀反流向计算结果示意图，其中，(a)为流场和声场分布图；(b)为表面噪声60db以上区域图。

图7为直流式截止阀计算结果示意图，其中，(a)为dn125直流式截止阀的流场和声场分布图；(b)为dn125直流式截止阀相反流向(阀瓣上方流入)的流场和声场分布图；(c)dn200直流式截止阀的流场和声场分布。

图8为直流式截止阀表面噪声60db以上区域图，其中，(a)为dn125截止阀；(b)为dn200截止阀。

图9为dn125球阀部分开度下的流场示意图，其中，(a)为开度75％时球体附近压力分布图，(b)为开度75％时的流线分布图，(c)为开度55％时球体附近压力分布图，(d)为开度55％时的流线分布图。

图10为dn125球阀部分开度下噪声分布示意图，其中，(a)为开度75％时表面噪声分布图，开度55％时表面噪声分布。

图11为dn125调节阀不同开度下的流场示意图，其中，(a)为开度20％的流线分布，(b)为开度20％阀腔附近压力分布，(c)为开度60％的流线分布；(d)为开度60％阀腔附近压力分布。

图12为dn125调节阀不同开度下的噪声分布示意图，其中，(a)为开度20％表面噪声分布图，(b)为开度60％表面噪声分布。

图13为不同稳流器与截止阀附近流场图，其中，(a)为矩形蜂巢式稳流器，(b)为同心圆式稳流器，(c)为带封闭中心部分同心圆式稳流器。

图14为dn250截止阀加矩形(蜂巢式)稳流器计算结果示意图，其中，(a)为稳流器上表面噪声分布(b)为表面噪声60db以上区域。

图15为dn250截止阀加同心圆式稳流器计算结果示意图，其中，(a)为稳流器上表面噪声分布，(b)为表面噪声60db以上区域。

图16为dn250截止阀加带有封闭中心部分同心圆式稳流器计算结果示意图，其中，(a)为稳流器上表面噪声分布，(b)为表面噪声60db以上区域。

图17为泵单独计算结果示意图，其中，(a)为压力分布，(b)为表面噪声分布。

图18为稳流器安装位置处的流场示意图，其中，(a)为无稳流器，(b)为安装矩形(蜂巢式)稳流器。

图19为稳流器处噪声分布图，其中，(a)为矩形蜂巢式，(b)为同心圆式，(c)为带封闭中心部分同心圆式。

具体实施方式

下面结合具体实施例对本发明做进一步说明，但本发明不受实施例的限制。

实施例1：

一种阀门噪声优化方法，所述方法包括：

步骤一：采用fluent作为求解器，对闸阀中的平行式闸阀和楔式闸阀分别进行流体和声学特性计算获取所述平行式闸阀和楔式闸阀分别的流体和声学特性计算结果；根据所述平行式闸阀和楔式闸阀分别的流体和声学特性计算结果确定所述闸阀的噪声特性；

步骤二：采用fluent作为求解器，对截止阀中的直通式截止阀和直流式截止阀分别进行流体和声学特性计算获取所述截止阀的流体和声学特性计算结果；根据所述直通式截止阀和直流式截止阀的流体和声学特性计算结果确定所述截止阀的噪声特性；

步骤三：采用fluent作为求解器，对不同开度下的球阀进行流体和声学特性进行计算并获取所述球阀的流体和声学特性计算结果；根据所述不同开度下的球阀的流体和声学特性计算结果确定所述球阀的噪声特性；

步骤四：采用fluent作为求解器，对不同开度下的调节阀进行流体和声学特性计算获取所述不同开度下调节阀的流体和声学特性计算结果；根据所述不同开度下的调节阀的流体和声学特性计算结果确定所述调节阀的噪声特性；

步骤五：采用fluent作为求解器，对安装在截止阀下游的稳流器进行流体和声学特性计算，获取所述稳流器的流体和声学特性计算结果；根据所述稳流器的流体和声学特性计算结果确定所述稳流器的噪声特性；

步骤六：结合所述闸阀的噪声特性、所述截止阀的噪声特性、所述球阀的噪声特性、所述调节阀的噪声特性和所述稳流器的噪声特性确定阀门噪声优化方案。

步骤一所述闸阀的噪声特性的获取过程包括：

第一步：建立平行式闸阀计算域模型，并对所述fluent进行边界设置，采用fluent作为求解器，针对公称尺寸为dn125的平行式闸阀进行流体和声学特性计算，获得平行式闸阀的流体和声学特性计算结果；

第二步：根据所述平行式闸阀的流体和声学特性计算结果生成平行式闸阀的中间截面速度矢量图、压力分布图和噪声分布图，其中，所述各图如图1(a)、图1(b)和图1(c)所示；结合所述中间截面速度矢量图、压力分布图和噪声分布图所述平行式闸阀的噪声分布情况进行分析，获取所述平行式闸阀的噪声特性；

第三步：建立楔式闸阀计算域模型，并对所述fluent进行边界设置，采用fluent作为求解器，针对公称尺寸为dn125的楔式闸阀进行流体和声学特性计算，获得楔式闸阀的流体和声学特性计算结果；

第四步：根据所述楔式闸阀的流体和声学特性计算结果确定楔式闸阀40％和85％开度下的流场分布情况，具体如图2和图3所示，根据所述流程分布情况对所述楔式闸阀的噪声分布情况进行分析，并获取所述楔式闸阀的噪声特性。

第五步：结合所述平行式闸阀的噪声特性和所述楔式闸阀的噪声特性获取所述闸阀的噪声特性。

其中，所述fluent的参数和边界设置如下：

选中稳态求解器

define→models→solver→steady

选择k-ε湍流模型

define→models→viscousmodel

选择k-epsilon，根据前人获得的大量实验数据选择模型中的各常数。

从材料库中复制描述水的材料参数

define→materials→fluentdatabase→fluentfluidmaterials→waterliquid

设置边界条件

平行式闸阀计算中进口设置为速度入口，即流量一定，出口设置为自由出流；楔式闸阀变开度计算中进口设置为压力入口，出口设置为压力出口，即保证阀的压降一定，采用标准壁面函数模拟边界层流动。

设置模拟具体的求解格式和参数

solve→controls→solution

初始化

solve→initialize

对计算域各节点赋初值。

设置收敛条件

solve→monitors→residual

设置合适的收敛条件，以得到收敛的结果。

迭代求解

solve→iterate

选择合适的迭代步数。

设置合适的收敛条件，以得到收敛的结果。启用噪声模型

当得到计算结果之后，启动宽频带噪声模型

define→models→acousticsmodel

选择broadbandnoisesource并将远场密度(far-fielddensity)修改成1000kg/m³，远场声速(far-fieldsoundspeed)修改成1500m/s，其它参数设置保持不变。另外，设置入口流速取给定工作范围中的最大值5m/s，以模拟工作中可能出现最大噪声的情况。

所述闸阀的噪声特性及其分析过程如下：

图1为考虑了阀门密封面附近结构的平行式闸阀计算结果。闸阀全开流体流动均匀，闸板处压力损失不大。闸阀全开时噪声不大，最大表面噪声大小为53.6db，出现在靠近下游的密封面周围，面积很小，如图1(c)所示。取表面噪声40db以上区域为声源面，得噪声加权平均值为45.3db。流体进入阀腔内产生回流，对下游壁面有一定冲击，是导致较大噪声的主要原因。平行式闸阀全开时流动噪声已经较小，若采用带导流孔的平行式闸阀，在阀门全开时流道与直管相似，可以预测能够进一步消减流体进入阀腔产生的噪声，具有更优良的声学特性。但导流孔的平行式闸阀对闸板的关闭位置有相对更高的精度要求，外形尺寸也更大，使用时应综合考虑空间布置因素选择合适的闸阀。对闸阀启闭过程进行完善的数值模拟将涉及非稳态动网格的计算问题。在阀门的初步数值计算中，通过对闸阀不同开度下流场进行稳态数值计算，近似模拟了这一动态过程，取得了较为满意的结果。一般来说，实际管路中阀门处的流量变化受多方面因素影响，如在节流面积变化的同时，还发生阀前、阀后压差的变化，而压差的变化又将引起流量的变化。另外考虑到阀门具体结构、参数未知，所以为了便于分析，先假定阀前、阀后压差不变，阀前后压降根据经验取0.05mpa。阀门入口认为是充分发展的湍流。计算结果如图2所示。

在闸阀部分开度的工况下，阀内流动在闸板处形成最小截面，压力值降至最低，流速最快。流过闸板后，流体速度恢复为入口流速，但由于存在损失，压力有所恢复，而小于入口压力。由于阀门的节流作用，流过阀门后流体的流动方向已不再平行于轴，而是倾斜指向轴或远离轴。若闸阀上下游压降保持一定，则随着闸阀开度增大流量随之增大，闸板处节流效应明显。噪声最大的区域出现在闸板处因节流形成的低压区，以及闸板下游的旋涡区，小开度时较大噪声分布面积很大。最大噪声为64db左右，50db以上区域的加权平均值为53db左右，不同开度下噪声变化不超过5db，参见表1。可以推测，阀门启闭过程中流动噪声大小也应处于这一水平。开度较大时，由于流速加快、湍流强度增大，在管路中产生的分布较广的30db左右的噪声，但根据声学理论，这类噪声一般会淹没在最大噪声下，对总的噪声声强贡献不大。小开度下流速低，噪声变化不大，如果流量保持一定，则小开度下闸板处压降变大，节流噪声显著增加。通过闸阀流场和声学特性计算，可以得到闸阀全开度最大噪声为50db左右，闸阀部分开度时表面噪声最大值为63db左右，这进一步说明：(1)闸阀不宜做调节流量使用，正常工作时应使闸阀处于全开度下，以免产生较大的噪声和水力损失；(2)闸阀启闭时噪声与部分开度时相当，若干闸阀不宜同时启闭，以免噪声过大，同时避免管路中水击的叠加；(3)在空间结构允许的条件下可采用带导流板的平行式闸阀以进一步减小全开时的流阻、噪声，方便管路清洁维护。

表1不同开度下的dn125楔式闸阀声学特性

步骤二所述截止阀的噪声特性获取的过程包括：

第1步：建立直通式截止阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；采用fluent作为求解器，针对公称直径为d125、d200和d250的直通式截止阀进行流体和声学特性计算，获得各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果；

第2步：根据各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果获取所述各公称直径的直通式截止阀的流场和噪声分布情况，如图4所示，并结合所述流场和噪声分布情况对所述直通式截止阀的噪声情况进行分析，获得所述直通式截止阀的噪声特性；

第3步：建立直流式截止阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；采用fluent作为求解器，针对不同公称直径的直流式截止阀进行流体和声学特性计算，获得各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果；

第4步：根据各公称直径的直通式截止阀不同流向的流体和声学特性计算结果获取所述各公称直径的直通式截止阀的流场和声场分布情况，并结合所述流场和声场分布情况对所述直流式截止阀的噪声情况进行分析，获得所述直流式截止阀的噪声特性；

第5步：结合所述直通式截止阀的噪声特性和所述直流式截止阀的噪声特性获得所述截止阀的噪声特性。其中，直通式截止阀计算过程中，其进出口条件分别取流量入口和自由出流，入口视为充分发展的湍流，流速5m/s。根据一般使用情况，dn125截止阀介质由阀瓣下方流入，dn200、dn250截止阀介质由阀瓣上方流入。采用fluent作为求解器，边界条件等相关参数设置及步骤与闸阀计算时相同。直流式截止阀计算过程中，采用阀杆与管路成45°角的直流式截止阀进行流动状态和声学特性，计算中边界条件与直通式截止阀相同，入口流速5m/s。

所述截止阀的噪声特性以及噪声特性分析过程如下：

直通式截止阀中，流体在流过阀体、阀瓣时流动发生转折，流动情况复杂，压力梯度大，存在低压区，出现了旋涡、二次流动等不良流动状况。流体流出阀门时受阀瓣的限制，有明显的颈缩现象，有效过流面积减小，流速加快，噪声变大，流过阀门之后还存在持续很远的双螺旋流动。这些因素都导致直通式截止阀中的流动损失较大，压降比流量相近的闸阀部分开度压降高20％。

复杂的流动情况使截止阀内流动湍流强度增强，流动噪声比较大。不同公称直径的截止阀最大噪声为79db左右，比全开度闸阀高近25db，计算得到的噪声结果参见表2。从60db以上噪声分布区域示意图(图5)可以清晰地看出，截止阀的主要声源位于阀瓣附近以及阀门出口处。阀瓣处因节流作用产生较大的压力梯度，流体对阀腔和阀瓣的冲击大，流动发生剧烈转折；阀门出口处流体间相互挤压，出现颈缩，流速快、冲击大，湍流强度明显增强，这都是造成较大噪声的原因。在阀门同管路的连接段内虽然有明显旋涡，湍流强度大但噪声相对较低，对总体噪声大小的影响可以忽略。

表2直通式截止阀计算结果

根据计算结果，dn200、dn250截止阀与dn125截止阀相比，最大噪声以及60db以上噪声的加权平均值都小2～3db，说明流体从阀瓣上方流入的流动方式噪声更小。因此对dn125截止阀反向流动，即流体从阀瓣上方流入的情况也做了计算和分析。流向相反时阀门60db以上噪声分布面积缩小，噪声最大值降低了5db，与预测吻合，但压力损失增加了约13％。

直流式截止阀中，不同公称直径截止阀的计算结果如图7所示，其中，dn125截止阀进行了两个流动方向的计算。直流式截止阀有效减小了流体过流的水力损失，与直通式相比阀门压降减小了10％以上，特别是流体从阀瓣上方流入的情况，可减小25％左右的压力损失。阀门中流体质点运动过渡较为平缓，旋涡、回流等现象主要发生在阀瓣处。流体流过阀门之后有效过流面积减小的不多，颈缩现象和双螺旋运动现象也得到了改善。直流式截止阀的主要噪声源也位于阀瓣附近以及阀门出口处，参见图8。噪声产生原因与直通式截止阀类似。不同公称直径的直流式截止阀最大表面噪声为68db左右，比直通式截止阀减小了10db左右，结果参见表3。dn200、dn250截止阀最大噪声以及60db以上噪声加权平均值比dn125截止阀小，同样说明流体从阀瓣上方流入的流动方式噪声更小。通过数值计算得到，改变dn125直流式截止阀流动方向后最大噪声减小了约3db，加权平均值也有降低了1db左右。与直通式不同的是，计算结果显示改变流向后流动损失减小了7.5％。

表3直流式截止阀计算结果

通过截止阀的流场和声学特性计算，可以得到以下结论：(1)直通式截止阀全开度工作时表面噪声最大为79db左右，与闸阀相比噪声高25db左右，应尽量避免截止阀的使用；(2)直流式截止阀表面噪声最大为68db左右，比直通式降低了约10db，压力损失减小10～25％，应特别注意的是需保证在管道安装后便于操作；(3)截止阀的流动方向对噪声、水力损失均有影响，从阀瓣上方流入的流动方式流动噪声较小。

步骤三所述所述球阀的噪声特性的获取过程包括：

步骤1：建立球阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；

步骤2：采用fluent作为求解器分别对球阀35％、55％、65％和75％开度下的流场稳态数值进行计算，获得所述球阀的稳态数值计算结果，其中，所述开度以球阀孔口轴线和管路流道轴线夹角的余角为标准，并且在求解器计算过程中，进出口条件分别取压力入口和压力出口，压降取0.05mpa；

步骤3：根据所述球阀的稳态数值计算结果获取55％和75％开度下的球体表面压力分布、流线分布以及表面噪声分布情况；

步骤4：结合所述球体表面压力分布、流线分布以及表面噪声分布情况确定所述球阀的噪声特性。

所述球阀的噪声特性和噪声特性分析过程为：

球阀的计算结果如图9和图10所示。球阀中的流体在进出球体时流动形成最小截面，压力值降至最低，流速升至最大。球体中的流动较为紊乱，在小开度的情况下尤为明显。阀的下游压力恢复，但仍小于上游的压力值，速度已恢复为初值。与截止阀计算结果相比，在流速接近的情况下，球阀部分开度的压力损失与截止阀全开时的损失相当，最大噪声减小15db左右，可见球阀具有较小的流阻和良好的声学特性。与闸阀相比，相近流量下的声学特性基本相同，球阀的流量在球体转过较小角度的情况下就发生较大的变化，灵敏度更高，应根据安装和使用的要求来选择采用何种阀门：由于闸阀制造工艺性好，通常情况dn≥50mm的管路中都选用闸阀；而在密封、抗腐蚀要求高，以及要求快速启闭的场合应使用球阀。

表4不同开度下的dn125球阀声学特性

步骤四所述调节阀的噪声特性获取过程包括：

步骤a：建立调节阀计算域模型，设置所述fluent的边界条件；

步骤b：采用fluent作为求解器对开度为20％、40％和60％的所述调节阀进行流场和声学特性的计算，获得所述调节阀的流场和声学特性计算结果；

步骤c：根据所述调节阀的流场和声学特性计算结果获取20％和60％开度下的所述调节阀的流线分布情况、阀腔附近压力分布情况以及表面噪声分布情况；

步骤d：根据所述调节阀的流线分布情况、阀腔附近压力分布情况以及表面噪声分布情况确定所述调节阀的噪声特性。

其中，调节阀的阀前后压降根据经验固定为0.05mpa，入口认为是充分发展的湍流。采用fluent作为求解器，边界条件等相关参数设置及步骤与闸阀、球阀部分开度的计算相同。

所述调节阀的噪声特性以及噪声特性分析过程如下：

单座调节阀结构与截止阀类似，计算结果也较相似。流体在流过阀瓣时流动发生转折，流动情况复杂，出现了旋涡、二次流动等不良流动状况。流体流出阀时有明显的颈缩现象，有效过流面积减小，流速加快，噪声变大，流过阀门之后还存在持续很远的双螺旋流动。计算中阀瓣形状选择的是线性特性，但从结果上看线性不强，开度较大时流量变化灵敏度不高。说明调节阀流量受到压差、开度等多方面因素影响，单纯改变开度与实际情况不吻合。计算结果如图11所示。受阀瓣附近的节流左右以及流体对阀腔和阀瓣的冲击，调节阀的主要噪声源位于阀瓣附近以及阀门出口处。与截止阀相比最大表面噪声稍小，全开时为75.9db，比截止阀低约5db。说明渐变的阀瓣形状使流动的冲击减小，有利于降噪。不同开度下阀门最大噪声有一定变化，开度较小时噪声下降到65db左右。结果参见表2、图12。

表5不同开度下的dn125调节阀计算结果

结合闸阀、球阀、调节阀在不同开度下的计算结果可以发现，阀门的噪声不随开度变化而单调变化。在阀门由全开度起关闭的过程中，开度较大阀瓣时相当于在原来流道内增加了液阻，而流速减小不大，湍流强度增强，噪声增大；关闭到一定程度时，在一定压力下阀门流量较小，湍流强度减小，流动情况逐渐向静水过渡，噪声重新变小。

通过单座调节阀的流场和声学特性计算，得到单座调节阀全开度工作时表面噪声最大值为75.9db，比截止阀噪声小约5db，但比闸阀和球阀噪声高15db以上。由于时间所限，未对其它种类的调节阀作进一步的计算。依据目前的计算结果，为进一步消减调节阀的噪声建议采用以下措施：(1)采用直流式调节阀。截止阀计算结果显示采用直流式流道，噪声可以降低约10db，流动阻力也减小了，在保证管道安装后便于操作的前提下，可以改用直流式的单座调节阀；(2)采用v形球阀作为调节阀。根据计算结果，球阀不同开度的最大表面噪声一般在65db以下，故具有良好的流量调节性能v形球阀也应具有比单座调节阀更好的声学特性。

步骤五所述稳流器的噪声特性的获取过程包括：

第a步：建立稳流器计算域模型和稳流器优化用直通式截止阀模型，设置所述fluent的边界条件；

第b步：对未设置稳流器的稳流器优化用直通式截止阀进行流场情况和声学计算，获得噪声特性基础数据；

第c步：针对矩形蜂巢式稳流器和同心圆式稳流器分别与公称尺寸为d125的稳流器优化用直通式截止阀配合后的流场情况和声学特性进行模拟计算，同时，针对矩形蜂巢式稳流器、同心圆式稳流器和带封闭中心部分同心圆式稳流器分别与公称尺寸为d250的稳流器优化用直通式截止阀配合后的流场情况和声学特性进行模拟计算，获得稳流器与流器优化用直通式截止阀配合后的流场和声学特性数据；

第d步：根据所述噪声特性基础数据和所述稳流器与流器优化用直通式截止阀配合后的流场和声学特性数据的对比，确定稳流器对直通式截止阀流场和噪声特性的影响；

第e步：利用叶轮x和蜗壳a缩放后模拟流场中的泵体，并在泵体的入口处连接圆弧半径为1/2管径的弯管，对所述泵体进行压力分布和表面噪声分布计算，获得泵体流场和噪声特性基础数据；

第f步：在泵体上分别设置矩形蜂巢式稳流器、同心圆式稳流器和带封闭中心部分同心圆式稳流器，并对设置有各类稳流器下的泵体的流场和噪声特性进行计算，获得稳流器与泵体配合后流场和噪声特性数据；

第g步：将所述泵体流场和噪声特性基础数据和稳流器与泵体配合后流场和噪声特性数据进行对比，获得所述稳流器对泵体流场和噪声特性的影响；所述稳流器对直通式截止阀流场和泵体的流场及噪声特性的影响即为所述稳流器的噪声特性；其中，计算中边界条件仍取流量入口和自由出流，入口流速5m/s，所述稳流器优化用直通式截止阀的阀门流道模型与步骤二所述直通式截止阀的阀门流道模型不相同。

稳流器的噪声特性以及所述噪声特性的分析方法包括：

对比截止阀不加稳流器的计算结果，增加稳流器对流体在阀体内的流动的改变不大，但通过稳流器整理，双螺旋流动得到了消除。矩形(蜂巢式)稳流器对流动的约束最大，另两种稳流器隔板间隙较大，流体通过后还存在轻微的螺旋运动。流场计算结果如图13所示。由于稳流器本身也相当于一处流阻，因此流动状态得到改善，但压力损失并不一定减小，参见表6。由于稳流器拓扑结构复杂，表面积大，较大表面噪声的分布面积也比阀体更广。不安装稳流器时，阀门最大表面噪声为80db左右。dn125截止阀加装稳流器后最大噪声降低了约3db，流动损失减小了约12％，稳流器处噪声不很剧烈，最大表面噪声为64db左右，比阀门主体部分低15db左右，对总声强影响很小。而dn250截止阀加装稳流器后最大噪声仅下降了不到1db，流动损失增大了约13％，稳流器处最大表面噪声为74～80db，与阀体相比低3～6db，按照声学计算方法，取阀和稳流器为两个单独声源，则实际总声强提高1db左右。通过比较表面噪声60db以上区域噪声加权平均值，可见安装稳流器后平均噪声有所下降，说明安装稳流器改善流场可以降低整体噪声水平。其中矩形(蜂巢式)稳流器的降噪效果稍好于另外两种稳流器，这与该型稳流器对流动的约束最强有关。

表6稳流器与截止阀计算结果

另外，本实施例对稳流器对泵流场的影响进行了数值计算。由于项目未提供泵的型号、叶形，本实施例研究中采用美国byronjackson泵业公司的叶轮x和蜗壳a，按比例缩放后进行了相似工况下的计算。该泵的主要参数参见表7，泵扬程由数值计算结果得到。泵的入口根据实际布置情况连接了圆弧半径为1/2管径的弯管。泵单独计算结果示意图如图17所示。

表7泵的主要参数

相似放大后的泵工作时最大噪声出现在隔舌处，最大表面噪声达到104db。在弯管下游、泵吸水室之前加稳流器后，计算得到泵最大噪声增大到107db左右，仍出现在隔舌处，而稳流器处最大噪声仅50db左右，对于整体噪声来说可以忽略不计。在泵入口流场本就为均匀流动的情况下，在泵进口处加装稳流器对消减噪声没有帮助，反而增加了流阻。实际工作中泵进口之前一般有阀门等装置用于调节流量或切断介质用。因此，还应对泵吸水室前设有阀门，流场较为紊乱的情况进行研究。当泵前安装阀门时，阀门出口处流动紊乱，造成泵吸水室内有轻微的螺旋流动。安装稳流器后使泵进口流场变得平缓均匀，消除了流体经过阀产生的双螺旋流动。但由于稳流器对轴向流动的限制不强，弯管出口处的回流旋涡区未得到消除，参见图18。安装稳流器后泵的声学特性的改善不显著，在没有稳流器的情况下隔舌处的最大噪声为107.1db，在有稳流器的情况下，泵的最大噪声增大了接近1db，但泵叶轮上噪声的加权平均值降低了2～3db，参见表8。由图19稳流器上的表面噪声分布可见，弯管后回流旋涡区的噪声很低，降低了稳流器整体噪声的加权平均值，使加权平均值与表6的计算结果相比低近10db。

表8泵与阀门、稳流器联合计算结果

安装稳流器改善了泵的进口流场，从而使其吸水室内部流场均匀化，并使泵的叶轮部分加权平均噪声有所降低。但与泵对流体运动的影响相比，稳流器的影响很小。隔舌处流动不对称，隔舌间隙与泵激振特性之间有着密切联系，仅改善流场无法消减该位置的噪声。这也说明在泵的设计阶段应当十分注意隔舌处的结构，避免因隔舌设计不当导致泵工作中出现过大的振动和噪声。

本实施例计算中所采用的原型泵的最大噪声仅为45db左右，而放大后泵在相似工况下工作的噪声高于100db，计算结果差异很大。这一问题可能是由于相似工况下流体脉动并不相似而引起的。相似工况保证了流体粘性力相似，一般可以保证效率等参数的相似，但流体脉动现象与粘性力大小不直接相关。泵尺寸放大后湍流强度增强，但微观的脉动量的增量与几何尺寸间的关系尚不知，因湍流脉动引发的流体噪声计算结果可能失真。泵的流体激振力诱发的振动是产生振动和噪声的一个主要原因。由于转子存在不平衡质量的原因，通常叶轮转子处于偏置状态，再加上离心泵工况变化和动静部件间的相对运动、旋转涡带等产生的径向不平衡等因素，都会使叶轮转子周向压力分布不均，因此在叶轮径向产生流体激振力，诱发转子自激振动。本实施例研究中采用无量纲化的作用力系数来描述径向力大小：

式中f^*——作用于叶轮上的作用力，n；ρ——流体密度，kg/m³；b——叶轮出口宽度，m；ω——转动角速度，rad/s；r2——叶轮出口半径，m。叶轮转过一周，叶轮径向力变化为5个周期，与叶片数相同。这表明用非定常流场计算的方法可以得到流场内频率为叶频的激振力，该力为泵系统中压力脉动的来源之一。进口安装三种不同形式稳流器的泵叶轮径向力系数绝对值与无稳流器的相比稍小一些，x和y方向均降低约3％。说明安装稳流器对于改善流场、增强稳定性有一定帮助。

通过对闸阀、截止阀、球阀、调节阀和稳流器噪声特性的分析，进而获得如下阀门噪声优化方案或优化方向：

(1)不同公称直径的直通式截止阀全开度下最大表面噪声为79db左右，主要噪声源位于流体间冲击较大的阀瓣附近以及阀门出口处。直流式截止阀表面噪声最大为68db左右，比直通式降低了约10db，压力损失减小10～25％，在保证在管道安装后便于操作的情况下，可替代直通式截止阀。截止阀噪声与阀内流体流动方向有关，从阀瓣上方流入的流动方式流动噪声及局部水力损失均较小；

(2)不改变阀门压降时，闸阀、o形球阀不同开度下的最大表面噪声均小于65db，说明如果来流比较均匀，则阀门启闭过程中的噪声也应在65db左右。闸阀、o型球阀噪声大小不随阀门开度变化单调变化，而在阀门为某一部分开度时达到最大。阀门变开度过程中的最大噪声，以及产生这一现象的原因还有待进一步研究；

(3)闸阀、o型球阀与截止阀一般都只作全开全闭使用。在流量相近的条件下，闸阀、o型球阀部分开度噪声比直通式截止阀小15db左右，局部水力损失减小17％左右，且完全开启时这两种阀门流道相当于一段圆管。因此除阀门与管线焊成一体或启闭频繁等特殊场合，应尽量使用闸阀和球阀代替截止阀。由于闸阀制造工艺性好，通常情况下dn≥50mm的管路中都可选用闸阀作切断介质用，而在对密封、抗腐蚀性能要求高，以及要求快速启闭的场合应使用球阀；

(4)通过单座调节阀的流场和声学特性计算，得到单座调节阀全开度工作时表面噪声最大值为75.9db，比截止阀噪声小约3db，但比闸阀、o型球阀噪声高15db以上，噪声的变化规律与闸阀和o型球阀相似。为进一步消除调节阀的噪声，建议采用采用具有良好的流量调节性能v形球阀作为调节阀。根据计算结果，球阀不同开度下最大表面噪声均在65db以下，可以预测v形球阀也具有比单座调节阀更好的声学特性；

(5)在流动介质为水的管路中，为降低噪声常设置稳流器等速度均匀化装置。稳流器对阀门出口流场具有良好的流速均匀化和流动整理功能，并可以降低流场整体噪声平均水平，其中以矩形(蜂巢式)稳流器效果最为显著。但大管径时稳流器自身往往也会产生低于最大噪声3～4db的噪声，并带来13％左右的额外流阻，因此在阀后连接普通管路时，可不安装稳流器；

(6)泵是管路中最主要的声源，泵最大表面噪声一般出现在隔舌位置。课题研究的泵最大噪声达到108db。在吸水室之前安装稳流器常可改善泵进口处流场。计算结果说明通过稳流器改善流场可降低泵整体平均噪声约3％，并减小约3％的叶片径向力，对减振降噪有一定意义，但无法降低隔舌处最大噪声。实现泵的减振降噪应改善泵的设计，并尽量使其在最优工况下工作。

虽然本发明已以较佳的实施例公开如上，但其并非用以限定本发明，任何熟悉此技术的人，在不脱离本发明的精神和范围内，都可以做各种改动和修饰，因此本发明的保护范围应该以权利要求书所界定的为准。