化工装置调节阀的噪声预测

2023-10-28刘珊

石油化工自动化 2023年5期

刘珊

(中石化上海工程有限公司,上海 200120)

调节阀作为工艺过程的重要控制元件,广泛应用于各种石油化工装置。根据SH/T 3005—2016《石油化工自动化仪表选型设计规范》的规定,计算出的调节阀最大噪声应使其下游1 m处和管道表面1 m处的最大稳态噪声限制不得超过85 dB(A);用于泄放、放空等脉动或间歇操作的调节阀在上述位置的最大脉冲噪声限值不得超过105 dB(A),否则应选用低噪音调节阀或采取外部降噪措施。

GBZ/T 189.8—2007《工作场所物理因素测量第8部分: 噪声》附录B的规定,实际工作中,对于每天接触噪声不足8 h时的工作场所,可根据实际接触噪声的时间和测量(或计算)的等效声级,按照接触时间减半噪声接触限值增加3 dB(A)的原则,工作场所噪声日接触时间及等效声级接触限值见表1所列。

表1 工作场所噪声日接触时间及等效接触限值

对于液体工况的阀门,噪声的突然增大往往也可作为阀门内部发生气蚀的有力判据之一,这是因为此时阀门内部的空化是噪声激增的主要原因,这也使得噪声可以作为阀门抗气蚀效果的判断依据。

本文所介绍的噪声计算方法是对IEC标准和国标中所提供的计算流程,即采用压差比和初始空化特性压力比进行计算与判断的方法。

1 不可压缩流体的阀门噪声计算

噪声的来源是流体机械能的损失,不可压缩流体的噪声计算思路: 首先通过流体的参数计算出管道内部的机械损耗功率,将机械损耗功率按一定的声功率比转换为内部声功率,由内部声功率计算出内部噪声,再减去通过管壁的传播损失,即计算出外部噪声值。

1.1 流体参数及机械损耗功率的计算

不可压缩流体的压差比xF计算如式(1)所示:

(1)

式中: Δp——阀门上下游差压,kPa;p1——阀门上游绝对压力,MPa;pV——流体饱和绝对蒸汽压,MPa。

当xF增至足够大时,非空化流将向空化流转变。在该转变过程中,声压级因空化作用开始增大,此时的压差为Δpk,初始空化特性压力比xFZ如式(2)所示:

(2)

当xF>xFZ时空化开始产生,一般来说,xFZ随行程的变化而变化。实际应用中,空化带来的最大问题就是阀门的气蚀,因此液相阀门的噪声激增往往代表了初始气蚀的开始。

值得注意的是,从空化的产生到对阀门产生空化损害存在一定过程,国外的文献中,还定义了开始出现损害的空化压差比xFid,该数值对设计人员避免阀门空化损害更有指导意义,但需要由阀门制造商根据阀门的形式与内部结构提供参考值。

当p1=0.6 MPa时,普通阀门的xFZ计算如式(3)所示:

(3)

当p1=0.6 MPa时,多孔的级阀芯阀门的xFZ计算如式(4)所示:

(4)

当p1为其他压力时,应修正xEZ,计算如式(5)所示:

(5)

式中:C——流量系数;Fd——阀门类型修正系数,与阀门的开度行程有关;FL——压力恢复系数,与阀门型式有关,常规单座调节阀一般为0.9左右,球阀和蝶阀稍低,通常为0.6～0.8,准确数值应由阀门制造商确定;N34——流量系数,C取Kv时为1,C取Cv时为1.17;NO——多级阀门级数;dH——多孔阀门孔径,m。

Δp>xFZp1(p1-pV)时,即进入空化状态,噪声也会急剧增大。

(6)

式中:vVC——缩流断面射流流速,m/s;ΔpC——vVC计算用差压,ΔpC为xF(p1-pV)与2FL(p1-pV)中的较小值,Pa;ρL——液体密度,kg/m3。

(7)

式中:Wm——不可压缩流体的机械损耗功率(流束功率),W;qm——介质质量流量,kg/s;

1.2 计算内部声功率

内部声功率计算如式(8)所示:

Wa=(ηturb+ηcav)WmrW

(8)

式中:Wa——声功率,W;ηturb——紊流声效系数;ηcav——空化声效系数;rW——声功率比,代表辐射到管道内的部分声功率。

(9)

式中:cL——液体中的声速,m/s。

非空化状态下ηcav=0,空化状态下ηcav计算如式(10)所示:

(10)

式中:p2——阀门下游绝对压力,MPa。

1.3 计算内部噪声

内部声压级的计算如式(11)所示:

(11)

式中:Lpi——内部声压级,dB;Di——管道内径,m。

(12)

式中:fp, turb——紊流峰值频率,Hz;NSTR——射流的斯特劳哈尔数;Dj——缩流断面射流直径,m。

(13)

(14)

式中:N14——流量系数,C取KV时等于0.004 9,C取CV时等于0.004 6;d——阀入口管道内径,m;d0——阀座/阀芯孔径,m。

空化峰值频率fp, cav计算如式(15)所示:

(15)

1.4 计算传播损失

环形频率计算如式(16)所示:

(16)

式中:fr——环形频率,Hz;cp——管道中的声速,m/s,钢铁按5 km/s取值。

环形频率下的传播损失如下:

(17)

式中:TLfr——环形频率下的最低传播损失,dB;ρP——管道材质密度,钢铁按7.8 t/m3取值;φP——管道壁厚,m;cO——空气中的声速,343 m/s;ρO——空气密度,1.293 kg/m3。

紊流的传播损失计算如下:

TLturb=TLfr+ΔTLfp, turb

(18)

式中:TLturb——紊流的全部传播损失,dB。

(19)

式中: ΔTLfp, turb——紊流峰值频率的全部传播损失TLturb到沿管道传播的环形频率下的传播损失TLfr过程中的传播损失之差,dB。

空化流的传播损失计算如下:

(20)

式中:TLcav——空化流的全部传播损失,dB。

1.5 计算外部噪声

在紊流条件下,xF≤xFZp1时,管壁外1 m处声压级LpAe, 1m计算式如式(21)所示:

(21)

空化条件下,xFZp1

(22)

2 可压缩流体阀门噪声计算

可压缩流体的噪声计算思路与不可压缩流体相似,但因为可压缩流体的流体状态更为复杂,因此实际计算过程与不可压缩流体稍有不同:

1)首先根据缩流断面处压力和下游压力之间几个极限值之间的关系,将流体状态分为状态Ⅰ～状态Ⅴ,不同的流体状态对应了不同的计算公式,但噪声计算的过程均相同。

2)计算缩流断面处过程中的总流束功率。

3)根据流体状态,计算出相应的声效系数η,并且得到对应的声功率Wa。

4)将声功率转换成管道内部声压级。

5)考虑管道壁的传递损失,并考虑观测距离,计算出管壁外1 m处A加权声压级LpAe, 1m。

2.1 流体状态的判定

2.1.1压力与压力比

为确定流体状态,需确定几个压力和压力比参数,计算公式如下:

(23)

式中:X——可压缩流体压差比。

(24)

(25)

式中:pVC——亚音速流条件下,假定气体压力恢复情况与液体相同,缩流断面绝对压力,Pa。

(26)

(27)

(28)

(29)

式中:pVCC——临界流,即阀出口开始达到音速流条件下,下游绝对压力,Pa;γ——比热比;p2C——缩流断面音速流开始时,下游临界压力,Pa;XC——缩流断面音速流开始时的压差比;XVCC——临界流条件下,可压缩流体压差比。

(30)

式中:α——修正系数。

(31)

(32)

式中:p2B——断点处下游压力,即为激波紊流作用(状态Ⅳ)开始超越剪切紊流作用(状态Ⅲ)影响噪声频谱所在,Pa;XB——马赫面形成时的压差比。

(33)

(34)

式中:p2CE——声效系数为常数的区域(状态Ⅴ)开始时的下游压力,Pa;XCE——声效系数开始固定为常数时的压差比。

2.1.2流体状态判定

控制阀通过把势能(压力)转换成紊流来控制流体。控制阀中的噪声是由这种转换能量中的一小部分产生的,大部分能量都变成热能。产生噪声的不同状态是各种声学现象或气体分子与激波相互作用的结果。

1)状态Ⅰ。X≤XC,即p2≥p2C,流体以亚音速流动,气体被部分再压缩,这与FL有关。该类噪声主要由偶级子声源引起。

2)状态Ⅱ。XCp2≥pVCC,噪声主要由激波之间相互作用和紊流阻塞流产生。当状态Ⅱ接近极限时,二次压缩量减小。

3)状态Ⅲ。XVCCp2≥p2B,不存在等熵压缩。流体为超音速流动,剪切紊流占主导地位。

4)状态Ⅳ。xBp2≥p2CE,马赫面形成,分子碰撞减少,激波紊流作用占主要因素。

5)状态Ⅴ。XCEp2,声效系数为常数。p2的进一步降低将不会使噪声增加。

可压缩流体五种流体状态的压差比区间范围如图1所示。

图1 可压缩流体五种流体状态示意

2.2 初步计算

阀门类型修正系数计算如式(35)所示:

(35)

式中:dm——单流路水力直径;d1——总流路面积的等效直径。

(36)

式中:A——单流路面积,m2;Lw——单流路接液孔的周长,m。

(37)

2.3 缩流断面处机械损耗功率与声功率计算

不同流体状态下的流体参数计算公式见表2所列,通过计算机械损耗功率,再算出流体的声功率。

表2 不同流体状态下的流体参数计算

表2中:TVC,TVCC——缩流断面温度,K;cVC,cVCC——缩流断面中的声速,m/s;MVC,Mj,Mj5——缩流断面马赫数;η1～5——声效系数;fP——产生噪声的峰频率,Hz。

2.4 将声功率转换成内部声压级

将声功率转换成内部声压级的计算如式(38)所示:

(38)

式中:ρ2——下游流体密度,kg/m3;c2——下游声速,m/s。

其中:

(39)

式中:ρ1——上游流体密度,kg/m3。

(40)

式中:R——通用气体常数,R取值为8 314 J/(kmol·K);T2——下游温度,可由热力学等焓关系得出,或者T2近似等于T1。

(41)

式中:M0——阀出口处马赫数,M0不宜大于0.3;D——阀出口直径,m。

(42)

式中:Mg——下游管道马赫数修正值。

(43)

式中:M2——下游管道马赫数。

2.5 计算出管壁外1 m处A加权声压级

透过管壁的传播损失可由式(44)所示公式计算:

(44)

式中:TL——透过管壁的传播损失,dB;pa/ps——当地大气压力修正值;Gx,Gy——频率系数,可由表3计算得出。

表3 频率系数Gx, Gy计算公式

在表3中,fr,f0,fg计算式如下:

(45)

式中:cS——管道音速,钢制管道中为5 km/s。

(46)

式中:f0——内部管道重合频率,Hz。

(47)

式中:ca——外部音速,343 m/s;fg——外部管道重合频率,Hz。

(48)

(49)

LpAe=5+Lpi+TL+Lg

(50)

式中:LpAe——管道外壁处辐射出的A加权声压级,dB。

公式(50)中第一项5 dB是跟所有峰频率有关的一个平均修正值。

(51)

3 计算实例

3.1 某液相工况阀门

某液相阀门的工艺参数: 管道外径为60.3 mm,管道壁厚为3.91 mm,流量为5 m3/h,阀前绝对压力为0.386 MPa,计算差压为0.166 MPa,阀前温度为40 ℃,介质密度为990 kg/m3,饱和蒸汽绝对压力为7 kPa,临界绝对压力为22 MPa,黏度为0.651 mPa·s。

选择单座调节阀,阀门口径为DN50。第一步计算流体参数和机械损耗功率: 根据式(1)计算得XF=0.438,由式(5)得XFZp1=0.496>XF,因此为非空化状态,由式(6),式(7)得vVC=20.347 m/s,Wm=230.55 W。

第二步计算内部声功率: 液体声速预估为1.5 km/s,声功率比rW取0.25,非空化状态下ηcav=0,由式(8)得Wa=7.818×10-5W。

第三步计算内部噪声: 由式(11)计算得Lpi=135 dB。

第四步计算传播损失: 先由式(13)算出NSTR=0.012 4,非空化工况由式(12),式(16)仅计算fp, turb=63.374 Hz,fr=14 860.4 Hz。

内部声压传播过程中的损失总和为本身的传播损失加上沿管道传播的损失:TLturb=TLfr+ΔTLfp, turb=-92.137(dB)。

3.2 某气相工况阀门

某气相工况阀门的工艺参数: 管道外径为168.3 mm,管道壁厚为10.97 mm,流量为24 t/h,阀前绝压为3.864 MPa,阀后绝压为3.57 MPa,阀前温度为400 ℃,介质密度为12.19 kg/m3,压缩系数为0.947,摩尔质量为28 g/mol。选择口径为DN150的套筒调节阀。

第一步计算流体状态,比热比取γ=1.3: 临界流条件下,由式(26)计算得pVCC=2.109 MPa;缩流断面音速流开始时,由式(28)计算得p2C=2.442 2 MPa。因为p2>p2C,所以流体处于状态Ⅰ。

第二步套用状态Ⅰ下的计算公式,由式(7),式(8)分别计算出缩流断面处Wm=203 187.8 W,Wa=0.315 W。

第三步将声功率转换为内部声压级,由式(11)得到Lpi=143.1 dB。

第四步由式(44)计算透过管壁的传播损失TL=-54.63 dB,由式(5)计算管道外壁处的声压级LpAe=93.85 dB。

最后得到管壁外1 m处的A加权声压级LpAe, 1m=83.24 dB。