摘要：介绍了减压阀的噪声允许值的确定方法，分析了减压阀运行时产生噪声的机理，并对大口径大流量提升套筒式减压阀提出了有效的降噪措施，取得了令人满意的效果。
关键词：减压阀 噪声 降噪措施
Noise-Reduction Measure for Heavy Caliber and Flow
Lifting Telescopic-feed Decompressing Valve
tract The method determining a decompressing valves tolerance of noise and the mechanism of noise produced by the working valve is analyzed. The noise-reduction measure for a heavy caliber and flow lifting telescopic-feed decompressing valve is adopted to get a satisfactory effect.
Key words decompressing valve;noise;noise-reduction measure
0 前 言
是通过启闭件的节流，将进口压力降至某一个需要的出口压力，并能在进口压力及流量变动时，利用本身介质能量保持出口压力基本不变的阀门。流体流经时，会产生压力损失，即能量损失，这部分损失的能量是造成振动和噪声的根源，在工作时产生振动和噪声是不可避免的现象。若的工作噪声过高，则不仅会影响操作者的身体健康，而且还会威胁到整个设备系统的安全运行，这种噪声已被列为公害之一。根据有关环保法规，若的噪声经测定超过了标准规定允许值，就必须采取降噪措施。因此，管路系统中的降噪问题，引起了人们越来越多的关注。笔者讨论了噪声允许值的确定方法，分析了工作时产生噪声的机理，提出了有效的降噪措施。实践证明，其降噪效果明显，令人满意。
1 的允许噪声等级
在实践中，噪声控制的合理范围一直是人们关注的问题。参照有关部门的环保标准、劳动安全标准以及的制造标准，的允许噪声如表1所示［1］。
表1 的允许噪声等级
| 持续时间/h | 允许噪声/dB |
| 8 | 85 |
| 4 | 88 |
| 2 | 91 |
| 1 | 94 |
* 允许噪声最高值不得超过115 dB
实际上，在确定的噪声允许值时，还应该综合考虑下列各种因素，的安装位置及其工作环境；噪声源功率大小；操作者的位置等。
例如，当运行时，若操作者并不在其附近，此时，可以适当放宽的允许噪声等级，这是因为噪声在空气中传播时，其传播距离每增加一倍，噪声声强将衰减6 dB。但是，在离噪声源(即处)1 m处，最大噪声声强不得大于85 dB，否则属于超标。
在采取防止噪声的措施时，首先应该确定噪声的允许值，然后进行噪声预测计算。若计算值超过允许值，则必须采取降噪措施。
2 的噪声源及噪声产生的机理
在降压过程中，消耗的流体介质内能转化为热能、机械能以及产生噪音的声能。要降低噪声，首先就要把减压过程中的能量尽量多地转化为热能。
的噪声源大体上可以分为如下3大类： ① 的零部件由于机械振动而产生噪声； ② 流体动力学噪声； ③ 空气动力学噪声。
2.1 机械振动产生的噪声
的零部件在流体流动时的激励作用下会产生机械振动，机械振动可分为两种形式： ① 低频振动，其频率约为50～500 Hz，其声压级约为90 dB。这种振动是由介质的射流和脉动造成的，其产生原因在于阀出口处的流速太快，管路布置不合理以及阀活动零件的刚性不足等。② 高频振动，其频率约为1 000～8 000 Hz，其声压级在90 dB以上。这种振动在阀的自然频率和介质流动所造成的激励频率一致时，将引起某种共振，它是在一定减压范围内产生的，而且一旦条件稍有变化，其噪声变化就很大。这种机械振动噪声与介质流动速度无关，且这种振动噪声事先无法预测。
减小机械振动噪声的措施是，改变阀腔形状和减压面积的形状，合理地设计衬套和阀杆的间隙、机械加工精度、阀的自然频率以及活动零件的刚性，正确地选用材料等。
2.2 流体动力学噪声
流体动力学噪声是由流体通过的减压口之后的紊流及涡流所产生的，其产生的过程可以分为两个阶段： ① 紊流噪声，即由紊流流体和或管路内表面相互作用而产生的噪声，其频率和噪声级都比较低，一般并不构成噪声问题。 ② 汽蚀噪声，即在减压过程中，当流体流速达到一定值时，流体(液体)就开始汽化，当液体中的气泡所受到的压力达到一定值时，就会。气泡在时，要在局部产生很高的压力和冲击波，这个冲击压力可达196 MPa，但是稍离中心的地方，压力急剧衰减。这个冲击波是造成汽蚀和噪声的一个主要因素，其噪声级可以达到100 dB以上。产生汽蚀的压力差可由式(1)表示［2］。
Δp初始=kc(p1-pv) (1)
安全汽蚀所需压力差值由式(2)表示：
Δp临界=c2r(p1-pv) (2)
式中,p1为阀入口的压力；pv为液体在工作温度下的饱和蒸汽压力；kc为初始汽蚀系数；cr为临界流量系数。
由式(1)和式(2)可以看出，的实际减压值达到Δp初始值时，液体就开始产生汽蚀，而且噪声将急剧增大。所以，在设计时，必须把的减压值控制在Δp临界值以下，而且，最好是在Δp初始以下。此外，还要注意相对于阀瓣的流体介质的流动方向。
2.3 空气动力学噪声
当蒸汽等可压缩性流体通过内的减压部位时，流体的机械能转换为声能而产生的噪声称为空气动力学噪声。这种噪声是一种在噪声中占大多数而且处理起来最为麻烦的噪声。该噪声的频率约为1 000～8 000 Hz，但它一般没有特别陡尖的峰值频率。这种噪声产生的原因分为两种情况，一是由于流体紊流所产生，二是由于流体达到临界流速引起的激波而产生的。空气动力学噪声不能完全被消除，因为在减压时引起流体紊流是不可避免的［3］。
3 降低噪声的方法
在运行时要消耗大量的介质内能，这些能量一部分通过摩擦、涡流等转换为热能，其余的则引起机械振动和碰撞等，从而产生噪声。也就是说，这些被损失的内能应尽可能多地转换为热能，这样才能达到降低噪声的目的。
图1是某种气动的结构原理图，减压孔是一细长的光孔，其阻力按式(3)计算［4］，即
R=k1×Q (3)
式中，R为阻力值；Q为通过的流体流量；k1为阻力系数，k1与孔的长度、孔口形式和粗糙度等因素有关，孔越长、粗糙度越大，阻力系数也越大。
图1 气动原理结构图
1—ZMB-5气动薄膜执行机构 2—ZPS型傍式手轮机构
从以上分析可以看出，要想降低噪声，就必须尽量增大R值，从而使减压时消耗的内能尽可能多地转化为热能而不是机械能和声能。然而，对大口径大流量提升式来说，其减压孔的长度和粗糙度不可能太大。经过多年探索，笔者运用螺纹孔具有更大阻力并能产生涡流的原理，把减压孔设计成螺纹孔的形式。一方面，通过改变流体的流动方向并减小介质的喷射速度，让介质从阀体内四周经过螺纹孔后在套筒内混合，形成涡流而产生热能；另一方面，螺纹孔的孔径大小和两个螺纹孔间的距离也是影响降噪效果的两个重要因素，螺纹孔的孔径太大，不仅减压效果不理想，而且降噪效果差；螺纹孔太小又易被堵塞。螺纹孔间的距离太大，将在射流束之间产生干扰作用之前产生激波；而螺纹孔间距太小，两个相邻的射流将成为一个大射流，并在相互干扰作用之后产生激波。所以，必须恰当设计螺纹孔的孔径和间距。螺纹孔的孔径在M4～M8之间，两螺纹孔的间距在0.77～0.80倍的螺纹孔孔径时所产生的降噪效果比较理想。现在，这种结构的在国内几个大型化工企业使用的效果非常好。
4 结束语
关于噪声问题，目前已经能够进行预测计算，而且能采取有效的防止和降低噪声的措施。在确定了允许噪声级之后，可以从各种措施中选择最有效而且最经济的方法。实践表明，对大口径大流量提升套筒式这种特殊减压的减压孔，采取用螺纹孔代替光孔的办法，工艺可行，可以使的噪声控制在允许噪声之内，降噪效果较为理想，是行之有效的降噪措施。
参考文献
1 GB10868-89 电站减温技术条件.
2 吴振顺.气压传动与控制.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1995.
3 王孝华.气压元件及系统使用与维修.北京：机械工业出版社，1992.
4 许福玲.液压与气压传动.北京：机械工业出版社，1997.