0 引言
振動和噪聲普遍存在于包含可壓縮氣體的節流和排放的應用系統中。在噪聲嚴重的應用系統中，聲波振動不僅會對身體健康產生危險，而且會對設備的可靠性和系統運轉造成威脅。調節閥作為流體控制類閥門，常常應用于蒸汽、空氣等氣體的控制場合，就不可避免的要產生高噪聲，并伴隨強振動。為改善這種狀況，應用聲源處理法的多級套筒式調節閥出現。多級套筒式調節閥是一種有套筒導向的低噪音、防氣蝕調節閥，因套筒采用多級式能有效控制流體速度，避免流體對閥體及閥芯的直接沖刷，分級減壓不僅可以適應氣體節流擴散與膨脹，對控制高壓差可能出現的閃蒸和氣蝕有獨特的作用，可實現閥門在高溫高壓差工況下達到降噪降壓的效果。由于具有使作用在閥芯上的流體壓力平衡的結構，因此只須用較小的操作力便可達到穩定調節，能夠承受較高的工作壓差，使控制更加精準。其結構原理示意圖如圖1所示，1為閥桿，2為壓蓋，3為平衡閥芯，4為多級套筒，5為閥體，6為閥座。
1 噪聲的形成
工業上遇到的調節閥噪音，大多數是空氣動力流噪聲。氣體動力噪聲是由于氣體或蒸汽流過調節閥的閥瓣與閥座處通流截面突變，流動受阻而產生的。氣體和蒸汽都是可壓縮流體，一般來說，可壓縮流體的流速高與不可壓縮流體的流速。當氣體流速比聲速低時，噪聲是因為強烈的擾流產生的；當氣體的速度大于聲速時，流體中產生沖擊波，噪聲劇增。把各種噪聲加以對比，可壓縮流體流經調節閥產生的噪聲是最嚴重的。其噪聲往往會超過相關標準的限制值，需對調節閥內部結構進行改進，使其噪聲值限制在規定的范圍之內。但改進后的調節閥噪聲為多少，需經過實驗對其進行測量。而噪聲的實驗測量不僅需要高昂的設備，且程序繁雜，并要做出樣機后才能進行實驗，延長了產品研發周期。故對調節閥所產生的噪聲進行理論預測，為相關結構的改進提供參考是一個不錯的選擇。在工作過程中調節閥內的流動介質是蒸汽或其他氣體，因此可以按空氣動力流噪聲計算預測噪聲水平。
2 多級套筒閥內件的的假設
多級套筒式調節閥在氣體介質的工況下，由于其壓力降較大，易產生高噪聲，影響其調節閥的品質與性能，并對周圍環境造成嚴重影響。然而目前為止，并沒有權威性的標準或規范對多級套筒式調節閥噪聲的理論預測進行描述。經過相關研究發現：對于氣體工況下調節閥內加裝的多級套筒，可以看作氣體消聲器。這方面可參照我國馬大猷院士的氣體消聲器的噪聲理論進行噪聲的預測計算。
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3 多級套筒式調節閥氣動噪聲理論計算過程
根據產品相關結構參數，按照標準IEC60534-8-3中未加多級閥內件調節閥的噪聲預測公式進行噪聲的理論計算，得到未加多級套筒閥內件調節閥所產生的噪聲值，再根據馬大猷院士的氣體消聲器理論進行多級套筒消聲量的計算，進而得到加裝多級閥內件后的調節閥最終噪聲值，其計算流程如圖2所示：
多級套筒式調節閥空氣動力流總噪聲級計算公式：
式中：
SPL……加裝多級閥內件后調節閥的總噪聲級，dB（A）；
SPLIEC……未加多級閥內件調節閥的噪聲級，dB（A）；
ΔL消聲器……消聲器的消聲量，dB（A）。
4 案例
為說明其計算過程，下面以進口壓力8MPa，出口壓力1Mpa，內部采用4級節流降壓件的多級套筒式調節閥為例，對其產生的氣動噪聲進行理論計算。
第一步：計算未加多級套筒時，空氣動力流噪音。
已知：介質為過熱蒸汽，閥前壓力為P1=8MPa，閥后壓力為P2=1MPa，飽和蒸汽溫度為tv=295℃，試驗溫度t=500℃，過熱度為tsh=205℃，壓力恢復系數為FL=0.95，等熵指數γ=1.3，計算流量系數Cv20。
未加多級套筒閥內件時管壁外1m處A計權的總噪聲級：
第二步：多級套筒節流降壓件消聲量的計算。
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由于高壓降，閥前后實際壓差遠遠大于臨界壓差，造成高噪聲和強振動。為使本調節閥處于良好的運行狀態，設計時采用了在閥瓣節流孔處設置多級套筒節流件，利用多級節流降壓原理將高壓汽體壓力逐級降低，即把通過調節閥的一次高的壓降分成數干個小的壓降，壓力突變改為壓力漸變，降壓后汽體得到充分膨脹，聲能得以充分消耗，從而得到較大的消聲量，取得消聲效果。
由于介質為汽體，多級節流降壓相當于節流減壓排氣消聲器，故消聲量的計算按照多級降壓消聲器的公式計算。
通過以上設計參數，根據IEC標準預測計算未加入多級節流降壓元件時，噪聲值為100.77dB（A），采用多級節流降壓元件降噪（降噪量為14.385dB（A））后，噪聲值降為86.388dB（A），低于90dBA的限制要求，說明設計合理。此計算方法可為調節閥的設計提供參考。
5 結束語
本文針對多級套筒式調節閥所產生的空氣動力流噪聲的預測，根據最新IEC氣動噪聲計算標準及氣體消聲器理論進行了計算，并結合案例說明了其計算過程，為多級套筒式調節閥結構的改進、性能的提升提供了理論支撐。
