調節閥工作過程中普遍存在著噪聲，這是調節閥內在的紊流和能量吸收所引發的現象。從近代工業史看，工廠里消除噪聲的損害已經是一個主要的問題。美國《職業**與健康法規》(OSHA)對所有企業明確規定了*大容許的噪聲標準。由于噪聲給人們正常的生產和生活造成了**的影響， 因而噪聲治理勢在必行。

　　2噪聲源分析

　　調節閥運行環境中的主要噪聲為機械振動噪聲、液體動力噪聲和氣體動力噪聲。

　　2.1機械噪聲

　　機械噪聲主要來自于閥桿的振動。閥門零部件的振動是介質壓力在閥體內任意波動，或是流體沖擊易活動和易變形零部件的結果。機械振動*常見的噪聲源就是閥桿相對于導向面的橫向運動。這種振動形式所產生的噪聲頻率一般小于1500Hz，常常被描述成金屬響聲。在這種情形下，導致了閥桿以及與之配合的導向面的機械性破壞。

　　另一???機械噪聲源是共振。如果振動的頻率與結構的固有頻率相接近或相同時，便產生共振。共振引起一個頻率在3000～7000Hz之間的噪聲共鳴。共振不僅產生很大的機械噪聲，而且*終導致振動零部件的疲勞破壞。在固有頻率下容易振動的閥門部件有柱塞式閥瓣、圓筒形薄壁窗口式閥瓣、柔性金屬密封件等等。由閥門零件振動所產生的噪聲常常是次要的，甚至是有益的。因為它能警告人們導致閥門損壞的機械振動的存在，從而通過優化閥門設計，消除大多數閥門零件由機械振動而產生的噪聲。大多數新型調節閥都采用套筒式導向結構和更小間隙的配合來消除機械振動問題。

　　2.2液體動力噪聲

　　液體動力噪聲是由于液體流動過程中所產生的氣蝕或稱空化現象引起的，這是一個主要的噪聲源。當閥門內部某一點的靜壓低于或等于液體的飽和蒸汽壓時，在液體內部就會產生氣泡。當飽和蒸汽泡流動到壓力高于飽和蒸汽壓的下游時，隨即爆破?？焖倨屏旬a生極強的沖擊力，致使閥門內部或管道壁嚴重損壞，并且達到較高的噪聲級，一般可達到115dBA。氣蝕的破壞性大大縮短了閥門的使用壽命。所以使用專門特殊設計的調節組件來預防或治**蝕現象是必要的。

　　2.3氣體動力噪聲

　　氣體動力噪聲是由氣體、蒸汽和飽和蒸汽的調節造成紊流現象而產生的。這種噪聲能在2in（50mm）范圍內產生高達至少20MPa的壓力降。氣體動力噪聲的主要來源是紊流流動時所形成的巨大沖擊力。而氣體流動受阻，高速氣體的迅速膨脹和突然減速，及流動蒸汽方向的改變等都能造成紊流現象。氣體動力噪聲是調節閥*主要的噪聲問題，其頻率一般為1000～8000Hz。由于大部分的能量能夠轉變成不損害閥門的氣體動力噪聲。在過去趨向于僅將閥門工作時的噪聲之外的噪聲當作有害的，所以未引起人們足夠的重視。今天隨著對環境問題包括噪聲問題的重視，對特定環境的閥門所允許發出的噪聲級做了規定。噪聲的治理是一個環境治理問題。而且OSHA法規已經根據調節閥噪聲對環境的影響規定了*高噪聲限值。研究表明當噪聲級超過所規定的限值，大約達到110dBA時能導致調節閥零件以及與之相連管道的機械性破壞。

　　3噪聲的預估

　　快速有效地噪聲預估技術常常應用于閥門的設計過程中。噪聲衰減設備和技術非常有利于噪聲級的減小。預估技術考慮了調節閥產生噪聲的有關流動參數。如壓差、流動系數、閥門幾何形狀、相鄰管道尺寸和下游壓力等。基本的預估技術是將每一個噪聲級累加得到總的噪聲級。即

　　S = SΔP+ΔScg+ΔSΔP/P1+ΔSk+ΔSP2
　　式中　
      S ———與閥門相關的特定點處(調節閥安裝位置下游1m 處)的總噪聲，dBA
　　SΔP ———在聲壓級基礎上而確定的一種壓差函數， dBA
　　ΔScg ———流動系數所產生的噪聲累加值， dBA
　　ΔSΔP/ P1 ———受壓差變化率影響的噪聲修正數， dBA
　　ΔS k ———受管道尺寸等影響的噪聲修正數， dBA
　　ΔS P2 ———受下游壓力P2 影響的噪聲修正數， dBA

　　閥門壓差是噪聲產生所需能量的主要來源（圖1）。而在節流件總流通面積相同的情況下，節流孔的數量和形狀對噪聲級影響很大（圖2）。因為液體通過節流孔的流速與節流孔面積成比例關系，節流孔所產生的噪聲能量與節流面積的平方成比例。如果單孔節流件產生90dBA的噪聲，那么與其有著相同流通面積的雙孔節流件的每一小孔將產生84dBA的噪聲。所以單孔節流件產生的噪聲往往高于雙孔節流件。另外，閥門的種類，調節件的形式和流動方向也都嚴重影響著由壓差變化率所產生的噪聲。但是，管道尺寸等因素所產生的噪聲能夠被吸收掉，所以不能傳到環境當中。當提高下游壓力P2時，必然得提高管道壁的強度即增加厚度，從而減少了傳送到工作環境中的噪聲。

圖1 調節閥壓差與噪聲的關系

   （a）單孔節流件            （b）雙孔節流件

圖2 節流件幾何形狀對噪聲的影響

　　與總噪聲S有關的各項參數必須在預估噪聲之前確定出來。盡管這種計算方法似乎很麻煩，但是對于閥門的設計和噪聲的預估有著極其重要的用處。　　

　　4噪聲治理

　　噪聲治理技術分為聲源處理法和聲路處理法2 種。

　　4.1聲源處理法

　　聲源處理法是通過改變節流孔的形狀減低噪聲的，例如在套筒上開槽等。這種開槽套筒具有可互換性，常見于大多數球閥的標準調節件（圖3），套筒上應用許多狹窄而平行的孔縫設計使湍流*小，并且在閥門膨脹區的速度分布理想化。當壓差ΔP與入口壓力P1 的比值即ΔP/ P1≤0165 時，或是下游*大流速等于或小于音速的1/2時，這種孔縫式套筒是*有效的噪聲治理方法，其所產生的噪聲級要比一般調節件減小約15dBA。

圖3 孔縫式套筒

　　當ΔP/ P1>0.165時，孔縫式套筒便失去了作用。在這種高壓差情況下可以采用擴容器與孔縫式套筒調節件組合法（圖4），將總壓差分成2級調節，能提高流通能力并且改善噪聲的性能。擴容器提供了一個固定的限制區域，增加了閥門后壓力而且減小了流速。同時，降低了通過閥門的壓差和壓差變化率。擴容器允許開槽套筒式調節件保持在其*有效率的壓差變化率范圍之內。如美國FISHER公司生產的型號為6010和6011擴容器與開槽式套筒調節件一起使用，能降低噪音約20dBA。　

圖4 組合式調節件　

　　當壓差變化率很大時，可使用諸多小孔節流的調節件（圖5）。將總壓差分成一步或更多步減壓。介質從下部流入套筒再從套筒側面上的許多小孔流出。套筒的性能與這些小孔的孔距和分布有著密切的關系，它們能減少紊流和渦流現象的產生。在許多涉及高壓差的場合，一般都在套筒外再安裝一個低噪聲板。低噪聲板作為流體從套筒噴射而出的出口，更進一步地減少了紊流現象。這種多孔節流的套筒調節件能降低調節閥的噪聲約30dBA。當*大的下游流速達到或小于013倍的音速時，這種多孔節流方式是*為行之有效的降噪聲方法。

圖5 小孔節流調節件

　　對于調節閥在高壓差變化率狀態下工作時，可以采取將總壓差分配在調節閥和安裝在閥門下游的低噪聲擴散板之間的方法，能非常有效地降低噪聲。為了*優化擴散板的效力，必須設計一個安裝位置，使得閥門和擴散板產生相同的噪聲標準。另一種常引起噪聲問題的情形是排放孔。由于高壓差和出口高流速的影響，調節系統通向大氣的出口一般都是很嘈雜的。一般的做法是在出口使用消音器，將總壓差分在出口和上游的調節閥之間。適當大小的出口消音器與閥門組合在一起能降低系統總噪聲級約60dBA。　　

　　4.2聲路處理法

　　聲路處理法就是增加聲路阻抗力以減小傳播到環境中的聲音能量。其普遍的處理法包括使用厚壁管道、隔音材料和消音器等。只要增加管壁的厚度，就能降低噪聲。例如，將管道加厚，管壁號由40改為80，能降低噪聲約4dB。調節閥附近的噪聲級可以通過隔音材料吸收噪聲而降低。隔音材料能吸收大部分即將傳播到空氣當中的噪聲。但是，不能吸收任何通往下游的噪聲。每英寸隔音厚度能減小3～5dBA的噪聲，*大可達12～15dBA。每英寸的覆蓋面能減小8～10dBA噪聲，*大可達24～27dBA。厚壁管道或外部隔音的聲路處理法是一種經濟有效的消除局部噪聲技術，但它只對局部噪聲減小有效。因為僅僅靠覆蓋物的方法并不能減小流動過程中的噪聲。

　　消音器是不同于上述處理方法的另一種聲路處理法，它確實能吸收一部分聲能。所以，能減小環境和管道的噪聲強度。在氣體傳播系統中，內嵌式消音器能有效地消除流動區域的噪聲和消散傳送到固體邊界層的噪聲級。高流速和高壓差的閥門出口，內嵌式消音器是經常使用的*實際*經濟的噪聲治理方法。使用吸收形式的內嵌式消音器能提供幾乎任何理想程度的噪聲衰減。但從經濟方面考慮，一般只減小大約35dBA。

　　液體動力噪聲的聲源處理法是直接處理液體，消除或減少氣蝕現象。氣蝕和由此產生的噪聲與破壞現象能在工程設計時期對工作條件給以適當的考慮，從而得到避免。但是工作條件是固定的，閥門有可能不得不在產生氣蝕的壓力條件下運行。這種情況下，可用多級節流的聲源處理法來治理噪聲。

　　聲路處理法是處**體動力噪聲的比較經濟有效的可供選擇的辦法，但一般不用于處理液體動力噪聲。這是因為對于調節閥零件和管道，氣蝕所造成的物理性破壞要比噪聲所產生的破壞更為嚴重。但是如果能通過特殊研制的調節件來消除氣蝕及其造成的破壞，那么聲路處理法便能更進一步地減少氣蝕作用所產生的局部噪聲。

      5 結語

　　噪聲是調節閥運行過程中不可避免并普遍存在的問題。它有著多種多樣的噪聲源。隨著人們對環境保護意識的增強，調節閥的噪聲治理已經是必然趨勢，本文所提及的大多數噪聲治理技術已經廣泛應用于對工業環境中噪聲的預估和治理。預估技術給閥門行業敲響了警鐘，在設計閥門過程中不得不對噪聲問題給予足夠的重視。