提升套筒式減壓閥的降噪措施|最新資料

前　言
　　減壓閥是通過啟閉件的節(jié)流，將進(jìn)口壓力降至某一個需要的出口壓力，并能在進(jìn)口壓力及流量變動時，利用本身介質(zhì)能量保持出口壓力基本不變的閥門。流體流經(jīng)減壓閥時，會產(chǎn)生壓力損失，即能量損失，這部分損失的能量是造成振動和噪聲的根源，減壓閥在工作時產(chǎn)生振動和噪聲是不可避免的現(xiàn)象。若減壓閥的工作噪聲過高，則不僅會影響操作者的身體健康，而且還會威脅到整個設(shè)備系統(tǒng)的安全運行，這種噪聲已被列為公害之一。根據(jù)有關(guān)環(huán)保法規(guī)，若減壓閥的噪聲經(jīng)測定超過了標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定允許值，就必須采取降噪措施。因此，管路系統(tǒng)中減壓閥的降噪問題，引起了人們越來越多的關(guān)注。筆者討論了減壓閥噪聲允許值的確定方法，分析了減壓閥工作時產(chǎn)生噪聲的機(jī)理，提出了有效的降噪措施。實踐證明，其降噪效果明顯，令人滿意。
1、減壓閥的允許噪聲等級
　　在實踐中，減壓閥噪聲控制的合理范圍一直是人們關(guān)注的問題。參照有關(guān)部門的環(huán)保標(biāo)準(zhǔn)、勞動安全標(biāo)準(zhǔn)以及減壓閥的制造標(biāo)準(zhǔn)，減壓閥的允許噪聲如表1所示［1］。
表1　減壓閥的允許噪聲等級
持續(xù)時間/h 允許噪聲/dB
8 85
4 88
2 91
1 94
　* 允許噪聲最高值不得超過115 dB
　　實際上，在確定減壓閥的噪聲允許值時，還應(yīng)該綜合考慮下列各種因素，減壓閥的安裝位置及其工作環(huán)境；噪聲源功率大小；操作者的位置等。
　　例如，當(dāng)減壓閥運行時，若操作者并不在其附近，此時，可以適當(dāng)放寬減壓閥的允許噪聲等級，這是因為噪聲在空氣中傳播時，其傳播距離每增加一倍，噪聲聲強(qiáng)將衰減6 dB。但是，在離噪聲源(即減壓閥處)1 m處，最大噪聲聲強(qiáng)不得大于85 dB，否則屬于超標(biāo)。
　　在采取防止噪聲的措施時，首先應(yīng)該確定噪聲的允許值，然后進(jìn)行噪聲預(yù)測計算。若計算值超過允許值，則必須采取降噪措施。
2、減壓閥的噪聲源及噪聲產(chǎn)生的機(jī)理
　　減壓閥在降壓過程中，消耗的流體介質(zhì)內(nèi)能轉(zhuǎn)化為熱能、機(jī)械能以及產(chǎn)生噪音的聲能。要降低噪聲，首先就要把減壓過程中的能量盡量多地轉(zhuǎn)化為熱能。
　　減壓閥的噪聲源大體上可以分為如下3大類： ① 減壓閥的零部件由于機(jī)械振動而產(chǎn)生噪聲； ② 流體動力學(xué)噪聲； ③ 空氣動力學(xué)噪聲。
2.1　機(jī)械振動產(chǎn)生的噪聲
　　減壓閥的零部件在流體流動時的激勵作用下會產(chǎn)生機(jī)械振動，機(jī)械振動可分為兩種形式： ① 低頻振動，其頻率約為50～500 Hz，其聲壓級約為90 dB。這種振動是由介質(zhì)的射流和脈動造成的，其產(chǎn)生原因在于閥出口處的流速太快，管路布置不合理以及閥活動零件的剛性不足等。② 高頻振動，其頻率約為1 000～8 000 Hz，其聲壓級在90 dB以上。這種振動在閥的自然頻率和介質(zhì)流動所造成的激勵頻率一致時，將引起某種共振，它是減壓閥在一定減壓范圍內(nèi)產(chǎn)生的，而且一旦條件稍有變化，其噪聲變化就很大。這種機(jī)械振動噪聲與介質(zhì)流動速度無關(guān)，且這種振動噪聲事先無法預(yù)測。
　　減小機(jī)械振動噪聲的措施是，改變減壓閥閥腔形狀和減壓面積的形狀，合理地設(shè)計襯套和閥桿的間隙、機(jī)械加工精度、閥的自然頻率以及活動零件的剛性，正確地選用材料等。
2.2　流體動力學(xué)噪聲
　　流體動力學(xué)噪聲是由流體通過減壓閥的減壓口之后的紊流及渦流所產(chǎn)生的，其產(chǎn)生的過程可以分為兩個階段： ① 紊流噪聲，即由紊流流體和減壓閥或管路內(nèi)表面相互作用而產(chǎn)生的噪聲，其頻率和噪聲級都比較低，一般并不構(gòu)成噪聲問題。 ② 汽蝕噪聲，即減壓閥在減壓過程中，當(dāng)流體流速達(dá)到一定值時，流體(液體)就開始汽化，當(dāng)液體中的氣泡所受到的壓力達(dá)到一定值時，就會爆炸。氣泡在爆炸時，要在局部產(chǎn)生很高的壓力和沖擊波，這個沖擊壓力可達(dá)196 MPa，但是稍離爆炸中心的地方，壓力急劇衰減。這個沖擊波是造成減壓閥汽蝕和噪聲的一個主要因素，其噪聲級可以達(dá)到100 dB以上。產(chǎn)生汽蝕的壓力差可由式(1)表示［2］。
Δp初始=kc(p1-pv)　　　　　　　　　　　　　　(1)
　　安全汽蝕所需壓力差值由式(2)表示：
Δp臨界=c2r(p1-pv)　　　　　　　　　　　　　　(2)
式中,p1為閥入口的壓力；pv為液體在工作溫度下的飽和蒸汽壓力；kc為初始汽蝕系數(shù)；cr為臨界流量系數(shù)。
　　由式(1)和式(2)可以看出，減壓閥的實際減壓值達(dá)到Δp初始值時，液體就開始產(chǎn)生汽蝕，而且噪聲將急劇增大。所以，在設(shè)計減壓閥時，必須把減壓閥的減壓值控制在Δp臨界值以下，而且，最好是在Δp初始以下。此外，還要注意相對于閥瓣的流體介質(zhì)的流動方向。
2.3　空氣動力學(xué)噪聲
　　當(dāng)蒸汽等可壓縮性流體通過減壓閥內(nèi)的減壓部位時，流體的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為聲能而產(chǎn)生的噪聲稱為空氣動力學(xué)噪聲。這種噪聲是一種在減壓閥噪聲中占大多數(shù)而且處理起來最為麻煩的噪聲。該噪聲的頻率約為1 000～8 000 Hz，但它一般沒有特別陡尖的峰值頻率。這種噪聲產(chǎn)生的原因分為兩種情況，一是由于流體紊流所產(chǎn)生，二是由于流體達(dá)到臨界流速引起的激波而產(chǎn)生的。空氣動力學(xué)噪聲不能完全被消除，因為減壓閥在減壓時引起流體紊流是不可避免的［3］。
3、降低減壓閥噪聲的方法
　　減壓閥在運行時要消耗大量的介質(zhì)內(nèi)能，這些能量一部分通過摩擦、渦流等轉(zhuǎn)換為熱能，其余的則引起機(jī)械振動和碰撞等，從而產(chǎn)生噪聲。也就是說，這些被損失的內(nèi)能應(yīng)盡可能多地轉(zhuǎn)換為熱能，這樣才能達(dá)到降低噪聲的目的。
　　圖1是某種氣動減壓閥的結(jié)構(gòu)原理圖，減壓孔是一細(xì)長的光孔，其阻力按式(3)計算［4］，即
R=k1×Q　　　　　　　　　　　　　　　(3)
式中，R為阻力值；Q為通過減壓閥的流體流量；k1為阻力系數(shù)，k1與孔的長度、孔口形式和粗糙度等因素有關(guān)，孔越長、粗糙度越大，阻力系數(shù)也越大。

1—ZMB-5氣動薄膜執(zhí)行機(jī)構(gòu)　　2—ZPS型傍式手輪機(jī)構(gòu)
　　從以上分析可以看出，要想降低噪聲，就必須盡量增大R值，從而使減壓時消耗的內(nèi)能盡可能多地轉(zhuǎn)化為熱能而不是機(jī)械能和聲能。然而，對大口徑大流量提升式減壓閥來說，其減壓孔的長度和粗糙度不可能太大。經(jīng)過多年探索，筆者運用螺紋孔具有更大阻力并能產(chǎn)生渦流的原理，把減壓孔設(shè)計成螺紋孔的形式。一方面，通過改變流體的流動方向并減小介質(zhì)的噴射速度，讓介質(zhì)從閥體內(nèi)四周經(jīng)過螺紋孔后在套筒內(nèi)混合，形成渦流而產(chǎn)生熱能；另一方面，螺紋孔的孔徑大小和兩個螺紋孔間的距離也是影響降噪效果的兩個重要因素，螺紋孔的孔徑太大，不僅減壓效果不理想，而且降噪效果差；螺紋孔太小又易被堵塞。螺紋孔間的距離太大，將在射流束之間產(chǎn)生干擾作用之前產(chǎn)生激波；而螺紋孔間距太小，兩個相鄰的射流將成為一個大射流，并在相互干擾作用之后產(chǎn)生激波。所以，必須恰當(dāng)設(shè)計螺紋孔的孔徑和間距。螺紋孔的孔徑在M4～M8之間，兩螺紋孔的間距在0.77～0.80倍的螺紋孔孔徑時所產(chǎn)生的降噪效果比較理想?，F(xiàn)在，這種結(jié)構(gòu)的減壓閥在國內(nèi)幾個大型化工企業(yè)使用的效果非常好。
4、結(jié)束語
　　關(guān)于噪聲問題，目前已經(jīng)能夠進(jìn)行預(yù)測計算，而且能采取有效的防止和降低噪聲的措施。在確定了允許噪聲級之后，可以從各種措施中選擇最有效而且最經(jīng)濟(jì)的方法。實踐表明，對大口徑大流量提升套筒式減壓閥這種特殊減壓的減壓孔，采取用螺紋孔代替光孔的辦法，工藝可行，可以使減壓閥的噪聲控制在允許噪聲之內(nèi)，降噪效果較為理想，是行之有效的降噪措施。