舰船科学技术  2016, Vol. 38 Issue (7): 113-116   PDF    
直通截止阀流场与噪声数值分析
张生乐, 贾晓丹, 潘国雄, 刘洋     
武昌船舶重工集团有限公司, 湖北 武汉 430060
摘要: 针对直通截止阀引起的船舶管路系统流场和噪声问题,采用流体力学软件Fluent对实际使用的CB855A-DN80直通截止阀流场和噪声进行数值仿真计算。研究结果表明,流阻系数随流体流速增大呈逐渐减小的趋势,但数值变化不大。随着流速增大,水动力噪声声压级逐渐增大。
关键词: 直通截止阀     流场     噪声     流阻系数    
Numerical analysis on flow field and noise of straight though cut-off valve
ZHANG Sheng-le, JIA Xiao-dan, PAN Guo-xiong, LIU Yang     
Wuchang Shipbuilding Industry Group CO., Ltd, Wuhan 430060, China
Abstract: in view of the characteristics of flow field and noise, created by straight though cut-off valve of ship pipeline system, the numerical simulation of the flow field and noise of common CB855A-DN80 straight though cut-off valve were accomplished with fluid dynamics software Fluent. The results showed that flow resistance coefficient decreased gradually with the increase of flow velocity, but the change in value was not big. As the flow velocity increased, the hydrodynamic noise sound pressure level increased gradually.
Key words: straight though cut-off valve     flow field     noise     flow resistance coefficient    
0 引言

截止阀具有制造简单、价格便宜、调节性能好等特点,被广泛应用于船舶的海水、液压、滑油、空气等管路系统,起到改变管路断面和介质流动方向,控制输送介质流量与压力等作用[1-3]。截止阀可分为直通式、直角式和直流式[4]。而直通截止阀主要用于直线管路,特点是便于施工操作,但由于直通截止阀的内部结构相对于管路系统的其它结构远为复杂,因此对管路系统的内部流场有较大影响,它不仅可以降低流体的流速和流量,还会由于漩涡不稳定分离、湍流脉动等非定常因素导致流场压力发生脉动,进而导致管路系统的振动噪声[5-7]

因此,本文选取实际装有CB855A-DN80直通截止阀的管路系统为研究对象,应用计算流体力学通用软件Fluent,采用大涡模拟算法进行流场与水动力噪声分析,预报直通截止阀的流阻系数、管路系统的流场压力、流场流速和水动力噪声情况,旨在为保证CB855A-DN80直通截止阀在舰船管路系统的顺利应用奠定技术基础。

1 有限元模型的建立

本文应用Fluent有限元软件,建立的管路系统仿真计算模型如图 1所示。该管路系统包括管路与阀门2部分,其中直通截止阀的型号为CB855A-DN80,管路直径80 mm,阀道入口前的管路长度取阀道入口直径的5倍,阀道出口后的管路长度取阀道出口直径的10倍。采用四面体与六面体混合网格结构类型进行网格化分。在边界条件设置时,入口采用速度入口边条,给定所要求的入口处速度值,出口采用OUTFLOW边条;阀体与阀芯的壁面采用固壁边界条件,同时在数值计算中采用壁面函数的近壁处理方法。流道内流体温度设定为15 ℃,密度为1 025.9 kg/m3,物理粘度为1.188 3 × 10-6m2/s,流速分别设定为0.97 m/s,1.93 m/s,3.09 m/s。

图 1 计算模型 Fig. 1 Calculation model

2流场分析

结合流场数值仿真计算,根据国家行业标准《通用阀门流量系数和流阻系数的试验方法》(JB/T 5296-91)对各型阀门流阻系数计算公式(1)的规定,算出该管路系统的流阻系数:

$ {{K}} = \frac{{2 \Delta {{P}}}}{{{\rm{\rho }}{{{v}}^2}}}\text{。} $ (1)

式中:ΔP为水流经阀门时的压力降;ρ为流体密度;v为流体速度。

为更好地描述该管路系统的流场压力和流速分布情况,从阀道出口位置开始,每隔1倍管径距离,将右侧管道内流体依次划分为11个剖面,具体如图 2所示。

图 2 剖面位置 Fig. 2 Section place

为更好地描述流场压力情况,引入压力平均值、压力均方根和无量纲压力均方根的公式如下:

$ {p_{mean}} = \frac{1}{A}\int_A {p{\rm d}a} \text{,} $ (2)
$ {p_{rmse}} = \sqrt {\frac{1}{A}\int_A {{{\left( {p - {p_{mean}}} \right)}^2}{\rm d}a} } \text{,} $ (3)
$ C{p_{rmse}} = \frac{{{p_{rmse}}}}{{0.5\rho {v^2}}}\text{。} $ (4)

式中:ρ为流体密度,v为入口速度。

2.1 流阻系数分析

流阻系数是反映阀门对流场影响的重要指标,体现了阀门对管路系统造成的压头损失。直通式截止阀(CB855A-DN80)流阻系数计算结果见表 1

表 1 流阻系数 Tab.1 Flow resistance coefficient

表 1可知,直通式截止阀(CB855A-DN80)的流阻系数随流体流速的增大呈逐渐减小的趋势,但数值变化不大。当流速为0.97 m/s时,阀门的流阻系数为最大值5.2。

2.2 流场压力分析

当流场流速分别为0.97 m/s,1.93 m/s,3.09 m/s时,整个管路系统的流场压力分布情况如图 3所示。由图 3可知,在这3种流速下,流体压力的分布趋势相同。对于流向阀门的流体压力来说,由于流体流速恒定,因此远离阀道入口处的流场压力比较稳定。阀道入口弯管段的流场压力梯度较大,其中弯管上部的流体压力较小,而弯管下部的流体压力较大,这是由于阀门入口段的弯管结构阻碍了流体的流动方向,使得流体在流道内产生紊流引起的。阀芯四周的流场压力较小,而阀道出口段的流场压力最小。这是由于阀芯阻碍了流体的流动,使得流体在负压的作用下流体压力变小。

图 3 不同流速下流场压力分布云图 Fig. 3 Flow field pressure distribution in different velocity

为进一步掌握阀道出口右侧的管内流场压力分布情况,图 4显示了各剖面位置的流场压力分布情况。从图 4可以看出,阀道出口附近的流场压力波动较大,随着距阀道出口距离的增大,同一剖面的流场压力逐渐趋于平稳。

图 4 不同剖面的压力分布云图 Fig. 4 Pressure distribution in different sections

通过提取各剖面的流场压力数据,并绘制压力均方根、无量纲压力均方根与流场剖面位置(0 -10D)的关系曲线如图 5图 6所示。

图 5 压力均方根的变化趋势 Fig. 5 The changing current of pressure RMS

图 6 无量纲压力均方根变化趋势 Fig. 6 The changing current of dimensionless pressure RMS

图 5可知,从整体上来说,当流速分别为v=0.97 m/s,v=1.93 m/s,v=3.09 m/s时,3条压力均方根曲线的变化,均呈现逐渐下降的趋势。在管路出口段0~5D区间范围内,流场压力均方根变化梯度较大,尤其是流速V=0.97 m/s时的流场压力均方根变化梯度最大。在管路出口段7~10D区间范围内,流场压力均方根变化趋于平稳,且3条压力均方根曲线几乎重合在一起。

图 6可知,从整体上来说,当流速分别为v=0.97 m/s,v=1.93 m/s,v=3.09 m/s时,3条无量纲压力均方根曲线的变化趋势相同,均呈现逐渐下降的趋势。在管路出口段4~10D区间范围内,流体的无量纲压力均方根数值相接近,3条曲线几乎重合在一起。

2.3 流速分析

整个管路系统的流体流速分布如图 7所示。由图 7可知,靠近阀芯左下角有一个明显的小漩涡,而在阀芯四周(图 7中阀芯左侧位置)有一个大漩涡。阀门进口段的流体流速方向一致,而靠近圆弧上壁的流速略为偏大。在阀芯右下角出口附近,由于流道截面积突然变小,使得流体的流速迅速变大。阀门出口段的流体由两部分构成,一部分来源于阀门入口段的流体,另一部分来源于阀芯四周的流体,两者的流向均是从两侧逐渐向中心合龙。

图 7 流速分布云图 Fig. 7 Flow velocity distribution
3 水动力噪声声压级分析

当流速分别为v=0.97 m/s,v=1.93 m/s,v=3.09 m/s时,整个管路系统的水动力噪声声压级如表 2所示。由表 2可知,随着流体流速的增大,整个管路系统的水动力噪声声压级逐渐增大。

表 2 不同流速的水动力噪声声压级数据 Tab.2 The hydrodynamic noise sound pressure level in different flow velocity

图 8显示了整个管路系统的水动力噪声声压级分布情况。由图 8可知,当流速分别为v=0.97 m/s,v=1.93 m/s,v=3.09 m/s时,整个管路系统的水动力噪声声压级分布趋势相同,即阀门内的水动力噪声声压级分布情况复杂,且水动力噪声声压级数值较大,这是由于阀门内流体压力和速度变化较大,且阀芯四周存在涡流现象造成的。可见直通截止阀引起的流体噪声是整个管路系统的主要噪声,因此,消除直通截止阀引起的流体噪声是管路系统降噪的重点。

图 8 水动力噪声声压级分布图 Fig. 8 The hydrodynamic noise sound pressure level distribution
4 结语

1)直通式截止阀的流阻系数随流体流速的增大呈逐渐减小的趋势,但数值变化不大。

2)在阀芯右下角出口附近,由于流道截面积突然变小,使得流体的流速迅速变大。

3)随着流体流速的增大,水动力噪声声压级逐渐增大。

参考文献
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