減壓閥的允許噪聲等級
減壓閥是通過啟閉件的節流，將進口壓力降至某一個需要的出口壓力，并能在進口壓力及流量變動時，利用本身介質能量保持出口壓力基本不變的閥門。流體流經減壓閥時，會產生壓力損失，即能量損失，這部分損失的能量是造成振動和噪聲的根源，減壓閥在工作時產生振動和噪聲是不可避免的現象。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備系統的安全運行，這種噪聲已被列為公害之一。根據有關環保法規，若減壓閥的噪聲經測定超過了標準規定允許值，就必須采取降噪措施。因此，管路系統中減壓閥的降噪問題，引起了人們越來越多的關注。討論減壓閥噪聲允許值的確定方法，分析了減壓閥工作時產生噪聲的機理，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。
 （圖中所示：不銹鋼過濾減壓器）
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注的問題。參照有關部門的環保標準、勞動安全標準以及減壓閥的制造標準，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
持續時間/h 允許噪聲/dB
* 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，還應該綜合考慮下列各種因素，減壓閥的安裝位置及其工作環境；噪聲源功率大��；操作者的位置等。
例如，當減壓閥運行時，若操作者并不在其附近，此時，可以適當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，最大噪聲聲強不得大于85 dB，否則屬于超標。
在采取防止噪聲的措施時，首先應該確定噪聲的允許值，然后進行噪聲預測計算。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生的機理
減壓閥在降壓過程中，消耗的流體介質內能轉化為熱能、機械能以及產生噪音的聲能。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械振動而產生噪聲； ② 流體動力學噪聲； ③ 空氣動力學噪聲。
2.1 機械振動產生的噪聲
減壓閥的零部件在流體流動時的激勵作用下會產生機械振動，機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。這種振動是由介質的射流和脈動造成的，其產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產生的，而且一旦條件稍有變化，其噪聲變化就很大。這種機械振動噪聲與介質流動速度無關，且這種振動噪聲事先無法預測。
減小機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，合理地設計襯套和閥桿的間隙、機械加工精度、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 流體動力學噪聲
流體動力學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生的，其產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表面相互作用而產生的噪聲，其頻率和噪聲級都比較低，一般并不構成噪聲問題。 ② 汽蝕噪聲，即減壓閥在減壓過程中，當流體流速達到一定值時，流體(液體)就開始汽化，當液體中的氣泡所受到的壓力達到一定值時，就會爆炸。氣泡在爆炸時，要在局部產生很高的壓力和沖擊波，這個沖擊壓力可達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，其噪聲級可以達到100 dB以上。產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；cr為臨界流量系數。
由式(1)和式(2)可以看出，減壓閥的實際減壓值達到Δp初始值時，液體就開始產生汽蝕，而且噪聲將急劇增大。所以，在設計減壓閥時，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的流動方向。
2.3 空氣動力學噪聲
當蒸汽等可壓縮性流體通過減壓閥內的減壓部位時，流體的機械能轉換為聲能而產生的噪聲稱為空氣動力學噪聲。這種噪聲是一種在減壓閥噪聲中占大多數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。這種噪聲產生的原因分為兩種情況，一是由于流體紊流所產生，二是由于流體達到臨界流速引起的激波而產生的�？諝鈩恿W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內能，這些能量一部分通過摩擦、渦流等轉換為熱能，其余的則引起機械振動和碰撞等，從而產生噪聲。也就是說，這些被損失的內能應盡可能多地轉換為熱能，這樣才能達到降低噪聲的目的。
圖1是某種氣動減壓閥的結構原理圖，減壓孔是一細長的光孔，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，k1與孔的長度、孔口形式和粗糙度等因素有關，孔越長、粗糙度越大，阻力系數也越大。
1—ZMB-5氣動薄膜執行機構 2—ZPS型傍式手輪機構
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能盡可能多地轉化為熱能而不是機械能和聲能。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。經過多年探索，運用螺紋孔具有更大阻力并能產生渦流的原理，把減壓孔設計成螺紋孔的形式。一方面，通過改變流體的流動方向并減小介質的噴射速度，讓介質從閥體內四周經過螺紋孔后在套筒內混合，形成渦流而產生熱能；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，將在射流束之間產生干擾作用之前產生激波；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生激波。所以，必須恰當設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生的降噪效果比較理想。
4、結束語
關于噪聲問題，目前已經能夠進行預測計算，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濟的方法。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，降噪效果較為理想，是行之有效的降噪措施。 |
