V型球阀是一种具有结构紧凑、调节范围广、可调比例可以达到100∶1等优良调节性能的特殊球阀^［1］。除此之外，阀芯独有的V型开口也能很好地保障V型球阀在小开度下的调节性能。

随着工业化程度的提高，V型球阀的使用更为广泛，主要应用于舰船、冶金、化工等领域^［2］。而球阀在使用的过程中往往会伴随有强烈的噪声，这会对工作人员以及周围环境造成严重危害。因此，对球阀内部流场结构及其诱发振动噪声的机理和规律性开展研究具有重要的理论意义和工程应用价值。首先，针对阀门流动问题，郑建光等^［3］通过试验探究了电动球阀的流量特性，得到管路中压力和流量之间的关系，并由此推导出球阀开度与流通面积之间的变化规律。龚禹等^［4］采用k−ε湍流模型对不同设计的调节球阀在不同工况下的流阻系数进行了研究。王鹏等^［5］采用SST k−ω湍流模型对汽轮机调节阀稳态蒸汽流场进行了研究。何忠华等^［6］分析了球阀开度与流通面积的关系。此外，针对阀门噪声问题，娄燕鹏^［7］指出阀内噪声是由湍流压力脉动引起，为得到声源信息要先对阀内流场进行数值计算。孙长周等^［8］对内部湍流作用下调节阀外噪声的预测进行了研究，通过数值模拟验证了优化结构的降噪效果。刘磊等^［9］将阀门的阀口型线由原来的冲击射流型转变为附壁射流型，从而有效降低了阀门的流阻系数，间接降低了气动噪声的声压级，实现了降噪优化处理。司乔瑞等^［10］利用Lighthill声类比理论对泵内的流致噪声进行了研究，发现声学有限元法能考虑到团流噪声的各种声源，且对泵内宽频噪声问题的研究更具优势。徐野等^［11］基于计算流体力学（CFD）方法和流固耦合计算方法对弹性水翼流致噪声进行了计算和分析。结果表明，流致噪声主要由压力脉动决定，振动噪声主要由结构固有特性和激励力共同决定。马尊领等^［12］在对离心泵辐射噪声进行研究时指出，泵壳的结构振动模态对辐射噪声计算有显著影响。

目前，对于V型调节球阀的研究都是以液体为介质，主要对其内部流场进行数值分析，同时在管后增设多孔板来实现降噪优化处理，而从阀芯结构进行改型的研究较少。同时，上述文献也表明，采用联合仿真方法得出的计算结果更加符合实际情况。因此，本文基于声振耦合的方法对V型半球阀的声振特性进行数值模拟，同时考虑不同阀口型线参数对于阀体管道辐射噪声的影响。

1 物理模型

V型球阀是一种具有直角回转结构的调节阀，主要由阀芯、阀体及阀杆等部件组成。该阀在使用时通过其阀芯随阀杆转动90°来实现启闭过程。以DN37 V型半球阀为研究对象，其结构如图1所示。

2 数值计算 2.1 网格划分及无关性验证

为保证V型蒸汽球阀进口流速均匀和阀后流动得到充分发展，在球阀进、出口分别添加长度为3倍管径和5倍管径的延长段。V型蒸汽球阀内部流体域比较复杂，因此将球阀模型分块后利用Ansys ICEM软件并采用结构化网格与非结构网格混合的方法进行网格划分，同时为保证准确捕捉边界层流动，将第一层网格高度设置为0.06 mm，网格增长率为1.2，并对阀芯和局部间隙进行加密处理。图2为流体域网格示意图。

以V型球阀50%开度时的出口质量流量作为判断标准，网格无关性验证结果如图3所示。可以看出，质量流量随着网格数增大逐渐平稳，当网格数增大到600万时计算结果基本稳定。考虑到时间成本和计算精度，最终确定网格数为650万。

2.2 可靠性验证

为了进一步验证本文数值计算结果的可靠性，将其与文献［13］中实验测得的流量特性曲线进行了对比，结果如图4所示。图5为实验测试时采用的调节阀阀体。从图4可以看出，在设定的4种不同进口压力下V型球阀的流量特性曲线的实验值与模拟值拟合效果较好。这表明针对V型球阀内部流动特性的数值模拟方法是可行的。

实验测试前首先确认场地供水、供电及蒸汽系统满足实验台架系统的要求。

（1）打开蒸汽源释放高温蒸汽。待温度和压力稳定后，将调节阀调至50%开度，出口压力稳定在1.7 MPa，进口压力调整为2 MPa。

（2）观察流量计的数值，待其稳定后记录一次蒸汽流量。

（3）逐渐增大调节阀的进口压力（按实验选定的4种不同进口压力工况）。

（4）保持蒸汽管路全开，关闭蒸汽源，实验结束。

2.3 流场计算设置

稳态流场的边界条件设置为：进口总压为2.1 MPa，出口静压为1.8 MPa，进口温度为489 K。内部流动介质为饱和水蒸气，因此运用IAPW−IF97水蒸气参数公式计算介质热物性。其余各固体壁面均为无滑移壁面条件，数值模拟的湍流模型选用 k−ω模型。

为得到后续声场计算所需的时域声源信息，在稳态计算收敛的基础上进行瞬态模拟。瞬态模拟采用LES（large eddy simulation）方法进行计算，时间步长设为5 × 10⁻⁵ s，计算6000步。根据采样定律最大分析频率可达到10 kHz。计算时输出壁面声源信息，以便用于后续声振耦合分析。

2.4 声场计算设置

辐射噪声计算采用有限元法FEM （finite element method）。在LMS Virtual.Lab软件中导入瞬态流场计算得到的壁面声源信息，利用快速傅里叶变换将流场信息转换为频域信息，并将其映射至流体域表面网格上得到壁面压力脉动。同时，导入结构模态数据用于声振耦合计算。为模拟噪声在长管道中的传播情况，将管道进、出口定义为全吸声属性。定义管阀系统内表面为声振耦合面，外部声场域介质为空气。

声音作用于结构上的声压载荷可以看作是附加的法相载荷。该结构模型的动力学方程为

$ \quad \left( {{{\boldsymbol{K}}_{\mathrm{s}}} + {\mathrm{j}}\omega {{\boldsymbol{C}}_{\mathrm{s}}} - {\omega ^2}{{\boldsymbol{M}}_{\mathrm{s}}}} \right) \cdot {{{\boldsymbol{u}}_i}} + {{\boldsymbol{K}}_{\mathrm{c}}} \cdot {{{\boldsymbol{p}}_{{i}}}} = {{{\boldsymbol{F}}_{{\mathrm{s}}i}}} $

(1)

式中：$ {\boldsymbol{K}}_{{{\mathrm{s}}}} $、$ {\boldsymbol{M}}_{\mathrm{s}} $和$ {\boldsymbol{C}}_{\mathrm{s}} $分别为结构网格上未受到约束部分的刚度矩阵、质量矩阵和阻尼矩阵；$ {\boldsymbol{K}}_{\mathrm{c}} $为耦合刚度矩阵；$ {\boldsymbol{u}}_{{i}} $为未知结构振速；$ {\boldsymbol{p}}_{{i}} $为未知节点声压；$ {\boldsymbol{F}}_{\mathrm{s}{i}} $为结构激励载荷；$ \boldsymbol{\omega } $为声波的圆频率；i表示第i个单元；j为虚数单元。

在流体与结构耦合处，结构法线方向的振动速度与流体的振动速度相同。因此，在边界处，结构的振动速度可以看作是声音的附加速度输入。此时声学方程为

$ \quad \left( {{{\boldsymbol{K}}_{\mathrm{a}}} + {\mathrm{j}}\omega {{\boldsymbol{C}}_{\mathrm{a}}} - {\omega ^2}{{\boldsymbol{M}}_{\mathrm{a}}}} \right) \cdot {{{\boldsymbol{p}}_i}} - {\omega ^2}{{\boldsymbol{M}}_{\mathrm{c}}} \cdot {{{\boldsymbol{u}}_i}}= {{{\boldsymbol{F}}_{{\mathrm{a}}i}}} $

(2)

式中：$ {\boldsymbol{K}}_{\mathrm{a}} $、$ {\boldsymbol{M}}_{\mathrm{a}} $、$ {\boldsymbol{C}}_{\mathrm{a}} $分别为激励载荷结构网络上的刚度矩阵、质量矩阵和阻尼矩阵；$ {\boldsymbol{M}}_{\mathrm{c}} $为耦合质量矩阵；$ {\boldsymbol{F}}_{\mathrm{a}{i}} $为激励载荷；$ {({\boldsymbol{K}}}_{{\mathrm{a}}} + {\mathrm{j}}\omega {{\boldsymbol{C}}}_{{\mathrm{a}}}-{\omega }^{2}{{\boldsymbol{M}}}_{{\mathrm{a}}}) $为稀疏矩阵。

$ \quad \begin{split} & \left[\begin{array}{cc}{{\boldsymbol{K}}}_{{\mathrm{s}}}& {{\boldsymbol{K}}}_{{\mathrm{c}}}\\ 0& {{\boldsymbol{K}}}_{{\mathrm{a}}}\end{array}\right] + {\mathrm{j}}\omega \left[\begin{array}{cc}{{\boldsymbol{C}}}_{{\mathrm{s}}}& 0\\ 0& {{\boldsymbol{C}}}_{{\mathrm{a}}}\end{array}\right]-\\&\qquad {\omega }^{2}\left[\begin{array}{cc}{{\boldsymbol{M}}}_{{\mathrm{s}}}& 0\\ -{\rho }_{0}{{\boldsymbol{K}}}_{0}^{{\mathrm{T}}}& {{\boldsymbol{M}}}_{{\mathrm{a}}}\end{array}\right]\cdot \left[\begin{array}{c}{{\boldsymbol{u}}}_{i}\\ {{\boldsymbol{p}}}_{i}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}{{\boldsymbol{F}}}_{{\mathrm{s}}i}\\ {{\boldsymbol{F}}}_{{\mathrm{a}}i}\end{array}\right] \end{split} $

(3)

式中：$ {\boldsymbol{K}}_0 $为耦合矩阵；$ \rho_ 0 $为流体密度。

将非定常激励力加载到固液交界面上，可以根据上述结构和流体相互耦合的离散化矩阵方程得到结构表面上任意节点的振动速度和声压。图6为阀体管路结构模型。

根据《实验室内测量液动流流经控制阀产生的噪声》中关于噪声监测点位置的规定，将A、B、C、D 4个噪声监测点分别设置在阀四周且距离管道外壁面1 m处^［14］。考虑到人耳听力频率范围通常为20 ～ 20000 Hz，过高频率的声学数据对液压调节阀振动噪声的贡献量很小，因此，本文声学分析时频率上限取10000 Hz。计算时所用的结构网格、声学网格和场点网格如图7所示，其中：水平面YOZ截面和竖直面XOZ截面为声场计算平面；声压级指向性监测点位于以阀芯中心为原点，半径为1 m的YOZ平面内，以10°为间隔共设置36个监测点。

2.5 型线参数设计

V型球阀的流通面积是改变球阀流通性能的重要指标，通常可以通过改变开度来对其进行调整。而在同一开度下，改变阀口型线也可以使流通面积发生变化，同时对流场的流动状态也会有所影响。相较于工程实践中通用的直线型V型阀口的阀芯，曲线型的阀口结构不仅避免了直线型阀口结构的尖锐倒角问题，同时对于阀内的流通性能也有改善作用。因此，本文为研究型线结构对阀内流场的影响，除原Type B型外又设计了2种不同曲线型阀口的球阀。图8为3种不同型线结构的阀芯。

3 计算结果分析 3.1 球阀流阻特性分析

V型球阀内部流体在流经阀芯部分时会产生流阻作用。流量系数K_v作为表征阀门内流通能力的主要性能参数^［15-16］，其数学表达式为

$ \qquad {K_{\mathrm{v}}} = \frac{{120{G_{\mathrm{s}}}}}{K}\sqrt {\frac{1}{{\left( {{p_1} + {p_2}} \right)\left( {{p_1} - {p_2}} \right)}}} $

(4)

式中：$ {G_{\mathrm{s}}} $为蒸汽流量，kg/h；p₁、p₂分别为进、出口绝对压力，kPa；$ K $为蒸汽修正系数，水蒸气的$ K $取为19.4。

$ \qquad \varepsilon = \frac{{2\Delta p}}{{{v^2}\rho_0 }} $

(5)

式中 ：$ \varepsilon $为阻力系数；$ \Delta p $为被测阀门的压力损失，MPa；$ v $为流体的平均流速，m/s。

图9、10分别为不同阀门开度下3种型线结构阀芯的流量、流阻特性曲线。可以发现，随着阀门开度的增大，3种阀芯的质量流量整体趋近于等百分比流量变化。其中：在开度为40°时3种阀芯的质量流量较为接近；当开度增大到50°后，三者开始出现较大差别。同时，从阀芯结构参数也可以看出，型线为Type A时阀芯流通面积最大，其余2种的较小，且随着开度的增加，3种不同型线结构阀芯的质量流量均增大。

对于阻力系数来说，3种型线结构阀芯所呈现的规律与流量的变化趋势恰好相反。其中Type A型阀芯的阻力系数低于Type B 和Type C型阀芯。在40%开度时型线参数对阀芯结构的阻力系数影响最大。相比于Type A型，Type B型阀芯在40%开度时阻力系数增大了14.5%，而Type C型阀芯的则增大了29.6%。随着开度的增大，不同型线参数设计对阻力系数的影响逐渐变小。

3.2 球阀流场分析

为了研究阀芯型线结构对阀内流场的影响规律，本文对50%开度、进口压力为2.1 MPa下3种阀芯模型进行了数值模拟^［17-18］。

图11为V型球阀主流截面（XOY截面）的速度云图。从图可以看出，在相同压差和开度下，随着阀口型线的变化，阀芯的流通面积发生变化，Type A、Type B和Type C型阀芯对应的最高流速分别达到320、310和300 m/s。流通面积的减小导致经过节流处的流体减少。这可类比于前文中开度的变化引起的流通面积变化导致的流速的变化。

图12为V型球阀压力云图。从图可以看出：饱和蒸汽在流经阀芯节流口时，压力开始急剧下降，而压力分布不均匀导致产生涡流核心，该处是阀门噪声的主要声源区域之一；从数值上也可以看出，Type A型阀芯的压降相较于后2种阀芯的更大，这也与前文得出的流场速度特征分布相对应；阀芯内部主要为低压区域，且均匀分布于阀口附近和阀芯上；阀门出口段的压力较为稳定，低压区域面积较大，且随着蒸汽的流动，低压区域面积呈现分段式上升。

图13为不同结构参数下YOZ截面蒸汽的流线涡量云图。从涡量云图可以看出，在进口间隙存在一小块涡量强度高的区域。这主要是由于蒸汽由进口流道进入阀体内腔时，因受到阀芯外壁面的阻碍，在该处会形成一个小的旋涡结构。可以发现，Type A和Type C这2种相似型线的阀芯所对应的阀腔壁面处均产生了一小块旋涡结构，而Type B型阀芯中却未出现。除此之外，在流体经阀芯后段时，在阀芯背部的间隙处也有旋涡存在，但Type A、Type C型阀芯中的旋涡更靠近间隙底部，而Type B型阀芯的旋涡则更靠近间隙进口段。这主要是阀芯型线参数不同导致。从出口连接段到出口段的流线分布来看，3种结构参数下流动情况几乎一致。这说明阀芯型线参数仅对阀芯进口节流处和和阀腔内部的流动状态有影响。

3.3 球阀辐射声场分析

图14为3种阀芯模型在开度为50%、不同频率时的声压级分布云图^［19］。从图可以看出，不同频率时阀体管道辐射声场均呈对称分布。在水平监测面上，声压级云图关于管道对称分布；在竖直监测面上，声压级云图呈中心对称分布。同时，各频率（200、900、3000、6700 Hz）对应的最大声压级分别为52.2、91.1、129.0、102.0 dB。这说明3000 Hz时阀门共振效应最强，传播到外部空气中的能量最大。

同时，还可以发现各频率对应的最大声压级均出现在阀芯处。这是由于此处为阀内湍流运动最为剧烈的区域，是主要噪声源区。但是不同频率时声压级云图分布不同。200 Hz时声压级分布特点为由阀芯处从强到弱向外辐射，进、出口处声压级远远低于周围辐射声场；900 Hz时声压级分布特点为由阀芯入口和阀后向外辐射，且在两端、两侧均呈明显的对称分布；从3000、6700 Hz时声压级分布图可以明显看出，最大声压级出现在阀后流动紊乱处。从数值上看，Type B型阀芯的声压级在各频率时相较于另2种结构的阀芯的更大，说明该型线参数下阀后流动更为紊乱。

图15为3种不同阀芯模型在4个噪声监测点处的声压级频谱特性曲线。

观察各监测点声压级频谱图可以发现，不同结构参数下声压级频谱特性虽然略有差异，但主要是声压级数值上的差异，而声压级随着频率变化的趋势基本相同，且噪声窄带尖峰对应的频率也基本一致。其中监测点A、C和监测点B、D各自的声压级频谱特性基本一致。这主要是由于4个监测点为对称分布，所接收到的声压信号近似相同。同时，从图15可以发现，每个监测点的频谱曲线在同一频率时均出现几个峰值，这些频率分别为920、1680、3000和5360 Hz，其中最大声压级出现在3000 Hz时Type B型阀芯的监测点C，其值为85.13 dB。而Type A型阀芯在该监测点的声压级为76.70 dB，且相较于Type B型阀芯的降低了8.43 dB。这说明通过改变V型蒸汽球阀的阀口型线来实现降噪处理是可行的。

4 结论

采用声振耦合的联合仿真方法对3种不同阀口型线的V型球阀内部流场及阀体管道辐射声场进行了数值模拟，得到的主要结论为：

（1）由流量特性曲线和阻力系数曲线可知，3种阀芯阀口结构均符合等百分比流量特性。在常用开度（40% ～ 80%）下，Type A型阀芯的流通能力更好，且随着开度的增大，流通能力的改善效果更为显著。阻力系数曲线所表现的规律也与流量特性曲线所表现的特征相对应。

（2）对比3种阀芯的内部流场，当流体流经V型阀口时会在阀口附近产生高速射流。在相同开度、压差下，Type A型阀芯的阀内流速最大，达到320 m/s左右，较另2种阀芯的阀内流速大。

（3）V型球阀辐射噪声频谱整体呈现宽频特性。而V型切口结构的存在对辐射噪声的贡献主要集中在中、高频范围。而在特征峰值上，Type A型阀芯的声压级为76.70 dB，相较于Type B型阀芯的降低了8.43 dB。同时，噪声声压级在V型阀芯结构存在的一侧具有显著声学指向性特征。

综上所述，改型后的曲线型阀芯在流量特性、阻力特性及辐射声场等方面均有明显改善。