流体机械

项目	y⁺		网格数	脉动总级/dB
粗糙	3	5	4	2 864 521	3 041 254	3 395 263	150.2	150.9	153.1
中等	1	1	1	4 556 628	4 771 456	4 909 899	153.1	153.4	156.3
精细	0.71	0.76	0.86	5 861 447	6 095 422	6 524 417	153.2	153.6	156.4

项目	y⁺		网格数	脉动总级/dB
粗糙	3	5	4	2 864 521	3 041 254	3 395 263	150.2	150.9	153.1
中等	1	1	1	4 556 628	4 771 456	4 909 899	153.1	153.4	156.3
精细	0.71	0.76	0.86	5 861 447	6 095 422	6 524 417	153.2	153.6	156.4

研究方案	一阶	二阶	三阶
方案1（1.5D）	0.000 052 900	0.000 108	652
方案2（2.0D）	0.000 129 759	0.000 144	624
方案3（2.5D）	0.000 041 400	0.000 156	598

研究方案	一阶	二阶	三阶
方案1（1.5D）	0.000 052 900	0.000 108	652
方案2（2.0D）	0.000 129 759	0.000 144	624
方案3（2.5D）	0.000 041 400	0.000 156	598

串列阀门内流噪声特性研究

刘厚林 ¹ , 陈洪磊 ¹ , 谈明高 ¹ , 吴江海 ² , 吴登昊 ³ , 董亮 ¹

流体机械 | 设计计算 2026,54(4): 70-79

收起

流体机械 |设计计算 2026 , 54 (4) : 70 -79

串列阀门内流噪声特性研究

全屏

刘厚林¹, 陈洪磊¹, 谈明高¹, 吴江海², 吴登昊³, 董亮¹

作者信息

¹江苏大学流体机械工程技术研究中心，江苏镇江 212013

²中国船舶科学研究中心船舶振动噪声重点实验室，江苏无锡 214082

³中国计量大学计量测试与仪器学院，杭州 310018

通讯作者:

陈洪磊（2001），男，硕士研究生，主要从事流体机械内部流动及流致噪声研究，通信地址：212013江苏省镇江市京口区学府路301号江苏大学流体机械工程技术研究中心，E-mail：1325542463@qq.com。

作者简介:

刘厚林（1971），男，研究员，主要从事流体机械理论与应用研究，E-mail：liuhoulin@ujs.edu.cn。

Study on internal flow noise characteristics of tandem valves

Houlin LIU¹, Honglei CHEN¹, Minggao TAN¹, Jianghai WU², Denghao WU³, Liang DONG¹

Affiliations

¹Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China

²National Key Laboratory on Ship Vibration and Noise，China Ship Scientific Research Center，Wuxi 214082，China

³College of Metrology Measurement and Instrument，China Jiliang University，Hangzhou 310018，China

出版时间: 2026-04-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.04.009

文章导航

摘要

收起

为探究串列阀门间距对管路内流动与噪声的影响，基于IDDES湍流模型和Lighthill声类比理论，结合计算流体动力学与声学有限元方法，对3种不同间距下阀门管路内的内流场及其诱导声场进行求解，并分析不同阀门间距对阀门管路内流诱导噪声的影响规律。结果表明，随着间距增大，阀间低压区减少，下游阀门处低压区面积增大；下游阀门两侧高速区连续性减弱，高速尾流脱落位置提前；上游阀门尾涡在阀间的影响减小，下游涡系发展更充分，涡速与涡量增加；阀间压力脉动强度显著减弱（最大降幅10.38%），阀后脉动压力总级呈增大趋势（最大增幅2.09%）。声学特性上，阀轴、阀盘边缘等过流部件是主要声源；随间距增加，阀间与阀后高声源强度区减小，声压能量集中在80 Hz以内。随着阀间间距增加，阀间测点在2.5D间距时的声压级总级比1.5D和2.0D分别减小8.52%和4.96%；阀后测点在2.5D间距时的总级比1.5D和2.0D分别增大2.13%和1.2%。高声压级区域集中在阀盘边缘及阀轴后方管道上下两侧；随间距增加，阀间高声压区及占比减小，能量减弱，阀后高声压面积增大。研究可为船舶及类似工业管路系统的低噪声设计提供理论依据。

关键词

蝶阀 / 压力脉动 / Lighthill声类比理论 / 声压级

Abstract

收起

To investigate the effect of the distance between tandem valves on the flow and noise within the pipeline，based on the IDDES turbulence model and Lighthill's acoustic analogy theory，combined with computational fluid dynamics and acoustic finite element methods，the internal flow field and its induced acoustic field within the valve pipeline under three different spacing conditions were solved.The influence of varying valve spacing on the flow‑induced noise within the valve pipeline was analyzed.The results show that as the spacing increases，the low‑pressure region between the valves decreases，while the area of the low‑pressure region at the downstream valve increases.The continuity of the high‑velocity regions on both sides of the downstream valve weakens，and the shedding position of the high‑velocity wake occurs earlier.The influence of the upstream valve's trailing vortex between the valves diminishes，while the downstream vortex system develops more fully，with increased vortex velocity and vorticity.The intensity of pressure pulsation between the valves is significantly weakened （maximum reduction of 10.38%），while the total level of pulsating pressure behind the valve shows an increasing trend （maximum increase of 2.09%）.Regarding acoustic characteristics，the flow‑passing components such as the valve shaft and the edge of the valve disc are the main sound sources.As the spacing increases，the area of high sound source intensity between the valves and behind the valve decreases，with sound pressure energy concentrated within 80 Hz.With increasing valve spacing，the total sound pressure level at the measurement point between the valves at a spacing of 2.5D decreases by 8.52% and 4.96% compared to spacings of 1.5D and 2.0D，respectively.At the measurement point behind the valve，the total level at a spacing of 2.5D increases by 2.13% and 1.2% compared to spacings of 1.5D and 2.0D，respectively.The high sound pressure level area is concentrated at the edge of the valve disc and on both the upper and lower sides of the pipeline behind the valve shaft.As the spacing increases，the area and proportion of high sound pressure between the valves decrease，the energy weakens，while the area of high sound pressure behind the valve increases.This study provides a theoretical basis for the low‑noise design of ships and similar industrial pipeline systems.

Key words

butterfly valve / pressure pulsation / Lighthill's acoustic analogy theory / sound pressure level

引用本文

刘厚林, 陈洪磊, 谈明高, 吴江海, 吴登昊, 董亮. 串列阀门内流噪声特性研究. 流体机械, 2026 , 54 (4) : 70 -79 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.04.009

Houlin LIU, Honglei CHEN, Minggao TAN, Jianghai WU, Denghao WU, Liang DONG. Study on internal flow noise characteristics of tandem valves[J]. Fluid Machinery, 2026 , 54 (4) : 70 -79 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.04.009

正文

收起

0　引言

收起

管路系统是船舶动力与辅助系统的关键环节，其运行的稳定性与低噪声水平对船舶的整体效能、安全性和舱室舒适度至关重要。阀门作为管路系统中的核心控制元件，其流致噪声是舰船管路的主要噪声源之一。蝶阀因其结构紧凑、启闭迅速等优点在此类系统中被广泛应用^［1-2］。然而，当流体流经蝶阀时，阀板的节流作用会引发强烈的流动分离和涡旋脱落，产生以偶极子声源为主导的流致噪声与流激振动^［3-4］。这种噪声不仅可能加速管路结构的疲劳损伤，还对设备安全与人员健康构成威胁。因此，深入开展阀门噪声机理及其控制研究，对实现船舶的低噪声设计具有重要的工程价值。

近年来，随着计算流体力学与计算声学技术的成熟，阀门噪声特性的研究已取得显著进展。关帅等^［5］通过系统综述阀门噪声机理与控制技术，确立了数值模拟与多物理场耦合在未来低噪声阀门设计中的核心地位。聂建栋^［6］运用CFD技术对比了三种船用阀门的流场与声场，揭示了声压级随流速变化的规律。李彦峰等^［7］模拟了导流板对调节蝶阀的影响，发现导流板可通过抑制大尺度涡旋使噪声下降5~10 dB。梁赟等^［8］通过数值计算与试验验证，证明了分层导流梳片结构能显著降低蝶阀的振动噪声。WEI等^［3］模拟分析了蝶阀涡量与声压级在不同开度下的变化规律，明确了涡旋脱落与破裂是主要噪声源。吴石等^［9］结合数值模拟与实验，证实了阀门下游噪声大于上游，且涡声是主要来源。王宁等^［10］通过大涡模拟和声比拟方程相结合的方法对调节阀进行涡流噪声模拟，研究表明壁面压力脉动是噪声的主要贡献者。张生乐等^［11］对直通截止阀的仿真表明，水动力噪声的声压级随流速增大而增大。徐号钟等^［12］借助CFD/CAA混合方法，识别出涡流噪声为主源，并验证了小孔消声装置的有效性。MA等^［13］运用CFD/CAA混合方法与IBEM，揭示了减压阀中不同部件作为偶极子声源的贡献度。孙凯浪^［14］则通过流固耦合与动网格技术，深入分析了球阀在瞬态启闭过程中的流致振动与噪声特性。上述研究为理解单阀及简单结构的噪声特性奠定了坚实基础，并展示了先进数值方法的有效性。然而，现有研究绝大多数仍聚焦于单个阀门的工况，对实际工程中更为复杂的阀门布置形式关注较少。

在船舶管路系统中，出于流量精密调节、系统隔离或安全保证等需求，双蝶阀乃至多阀门串联布置是一种常见形式。多个阀门在管路中构成明显的周期相干结构，其声学特性远较单阀复杂。当两只阀门串联时，上游阀门的非定常尾流将直接作用于下游阀门，这种强烈的流动干涉会显著改变下游阀门的来流条件，从而影响其噪声产生机理及整个系统的辐射声场^［15-16］。

串列阀门间的距离是决定上述流动干涉强度的最关键几何参数之一，直接调控涡结构的演化、脉动压力的空间关联特性以及最终的声场响应。目前，阀门噪声研究主要集中于单阀门系统，关于串列蝶阀系统整体噪声特性的研究仍较少。为此，本文采用计算流体力学与声学有限元法，探究安装距离对阀门系统压力脉动、流场分布及噪声特性的影响规律，以期为船舶及类似工业管路系统的低噪声设计提供直接的理论依据与数据支撑。

1　计算模型及方法

收起

1.1　研究模型及方案

以DN100蝶阀为研究对象进行三维水体建模。为保证计算准确性，在不同间距的阀门建模时，前端均加设5倍管径的进口延长段，后端加设7倍管径的出口延长段。阀门结构及计算水体如图1所示。

在船舶管道中，蝶阀常用于检修，正常工况下均处于全开状态。因此，文中以全开状态下不同阀门中心间距为研究方案，共设置阀门间距为1.5D，2.0D及2.5D三种方案。

1.2　流场数值计算方法

采用混合网格对计算流体域进行网格划分，在边界层区域采用六棱柱网格进行加密，核心流动区域采用六面体网格。全流场流体域的网格切面图如图2所示。为避免网格数量对计算结果产生影响，以出口压力脉动总级进行网格无关性检查。表1示出不同网格数下阀门出口脉动压力在5~1 000 Hz频段内的总级。可以看出，3种方案在中等网格数量下的脉动总级与精细网格数量下的脉动总级相差较小，而与粗糙网格下的脉动总级相差较大，约为2 dB。综合考虑计算准确性与计算效率，最终选定网格总数约为456万、477万及491万。

采用改进的延迟分离涡模拟（improved delayed detached eddy simulation，IDDES）进行内流模拟。该模型属于一种增强型DES模型，综合了LES和RANS的优点，在近壁面边界层区域采用RANS模型，在湍流主流区采用LES模型。相比普通的DES模型，IDDES模型引入了一个延迟函数，用于修正湍流特性长度，从而规避LES和RANS之间过渡区湍流黏度的计算误差。控制方程如下^［17］：

∂ ρ k ∂ t + ∂ u j k ∂ x j = ∂ ∂ x j μ l + σ k μ t ∂ k ∂ x j + τ i j S i j - ρ k 3 / 2 L h y b r i d

（1）

∂ ρ ω ∂ t + ∂ ρ u j ω ∂ x j = ∂ ∂ x j μ l + σ ω μ t ∂ ω ∂ x j + ω k τ i j S i j - ρ k 3 / 2 L h y b r i d - β ρ ω 2 + 2 1 - F 1 ρ σ ω 2 ω ∂ k ∂ x j ∂ ω ∂ x j

（2）

式中，

ρ

为流体密度，kg/m³；

k

为湍流动能，m²/s²；u_j为速度分量，m/s；

μ l

为动力黏度，Pa·s；

μ t

为湍流涡旋黏度，Pa·s；

τ i j

为应力张量，Pa；

S i j

为应变张量，s^-1；

ω

为湍流动能的比耗散率，s^-1；

σ k

，

σ ω

为模型系数；

F 1

为混合函数；

σ ω 2

，β为经验常数。

长度尺度

L h y b i r d

的定义如下：

L h y b i r d = f B 1 + f e L R A N S + 1 - f B L L E S

（3）

L R A N S = k 1 / 2 β * ω

（4）

L L E S = C D E S Δ

（5）

式中，

f B

为切换函数，表示从RANS（

f B

=1）切换到LES模型（

f B

=0）；

f e

为改善系数，是用于减小RANS雷诺应力降低幅度的辅助函数；L_RANS为RANS的长度尺度，是基于k和ω计算得到的雷诺平均Navier-Stokes模型特征长度，m；L_LES为LES的长度尺度，是基于网格尺寸定义的滤波尺度，m；

β *

，

C D E S

为系数，取

β *

=0.09，

C D E S

=0.78；

Δ

为网格尺寸长度，m。

边界条件设置如下：进口速度为1.2 m/s（33.93 m³/h），出口为0.101 325 MPa（1 atm）压力出口，壁面为无滑移壁面。非定常数值计算中，时间步长设置为Δt=0.000 5 s，对应分析频率为1 000 Hz。

为保证数值模拟结果的准确性，取不同计算时长最后0.5 s数据的出口处测点进行脉动总级计算，计算结果如图3所示。可以看出，当计算时间为3.5，4，4.5 s时，脉动总级相差较小，因此选取中间部分总计算时长为4 s时的计算数据进行分析。

1.3　声场数值计算方法

1.3.1　声学网格划分

流场数据映射到声学网格需满足以下条件，关系式如下^［18］：

L ≤ c 6 f m a x

（6）

式中，L为网格的单位长度，m；c为介质中声音的传播速度，m/s；f_max为最大分析频率，Hz。

声学计算的最大分析频率为1 000 Hz，水中声速为1 500 m/s，计算得声学网格尺寸需小于0.25 m。综合考虑后，确认声学网格尺寸为5 mm，网格数分别约为74万、76万及77万。

1.3.2　声学模拟理论

基于Lighthill声类比法，将从流场结果中提取的声源信息映射到声学网格上，其表达式如下^［19］：

∂ 2 ∂ t 2 ρ - ρ 0 - c 02 ∇ 2 ρ - ρ 0 = ∂ 2 T i j ∂ x i ∂ x j

（7）

T i j = ρ v i v j + p - p 0 - c 02 ρ - ρ 0 δ i j - σ i j

（8）

式中，ρ₀为未受扰动时的流体密度，kg/m³；c₀为未受扰动时的声速，m/s；

∇ 2

为拉普拉斯算符，1/m²；T_ij为应力张量，Pa；v_i，v_j为流体速度分量，m/s；p为流体的压力，Pa；p₀为未受扰动时的流体压力，Pa；δ_ij为Kronecker函数。

应用声学有限元方法求解Helmholtz波动方程来描述声的传播，具体方程为：

∇ 2 P x, y, z + k 2 P x, y, z = 0

（9）

式中，P为相应点总声压，Pa；k为波数，k=ω/c，rad/m。

1.3.3　噪声评价方法

（1）声功率级。

声功率方程式如下所示^［20-21］：

P A = α ρ 0 u 3 l u 3 c 3

（10）

式中，α为模型常数；u为湍流速度，m/s；l为湍流尺度，m。

该方程可改写为包括湍流动能k和湍流能量耗散率ε的方程：

P A = α ε ρ 0 ε M t 3

（11）

M t = 2 k c

（12）

式中，α_ε取0.1；M_t为湍流马赫数。

声功率级是对声功率与参考声功率的相对度量指标，用于描述声源的强度，是衡量声源强弱的重要指标，计算公式如下：

L W = 10 l g P A P r e f

（13）

式中，P_A为测量的声功率，W；P_ref为参考声功率，W，P_ref=10^-12 W。

（2）声压级。

在水声领域，常将声压转换为声压级（L_p）进行分析，计算公式如下^［22］：

L p = 20 l g P P 0

（14）

式中，P为声压的有效值，Pa；P₀为参考声压，Pa，水中的参考声压取10^-6 Pa。

总声压级可以反映整体噪声水平，其计算公式如下：

L p, t o t a l = 10 l g Δ f ∑ f 0 f m a x 10 0.1 L p

（15）

式中，Δf为计算时的最小分辨率，Hz；f₀，f_max为计算频率极限值，Hz。

2　流场结果分析

收起

2.1　数值方法验证

为验证模拟计算方法的可靠性，对DN100单阀门系统进行了试验。试验台由动力泵、管路系统、计算机系统、测量系统和水箱组成，如图4所示。流量由安装在水箱中间的动力泵提供，并通过电磁流量计进行监测。为减小动力泵的影响，在进出口分别设置水箱。采用型号为MEA3000的压力传感器对阀门进、出口压力进行采集，其精度均为0.1%。试验开始前，先向两个水箱注水，注满后启动动力泵进行排气；排气完成后继续补水，直至水箱有水从排水管溢出。随后开始试验，通过调节动力泵转速控制管路阀门流量；每调整一次流量，待泵转速稳定后，再进行数据采集。

不同流量下，数值计算与试验结果的对比如图5所示。其中图5（a）为进出口压差对比，可以看出，其最大误差均不超过5%；图5（b）为阀门进口距阀轴2.5D处，压力脉动在5~100 Hz频段内的幅值图，可以看出，试验与计算结果的峰值频率吻合较好。综上可见，所采用的数值计算模型及方法能够较为准确地预测阀门的流动特性。

2.2　内部流场分析

2.2.1　压力分析

图6示出不同间距方案下阀门截面的压力云图。可以看出，3种方案下流体流经蝶阀时均出现明显的压力梯度，阀板后方形成低压区，而阀前区域压力较高，下游阀门的低压区面积更大。

进一步观察图6可以发现，随着中心间距的改变，阀间及阀后的流场结构产生了一定的变化。当间距为1.5D时，两阀距离过近，干扰强烈，阀间形成的低压区较大且压力更低，流动混乱。随着间距增加，阀间干扰减弱，阀门之间的低压区减少，流场更为稳定有序，下游阀门处流量充足，流动顺畅，低压区面积增加。综上，低压区主要集中在阀板后方，且下游阀门处低压区面积更大；随着阀门间距增加，阀间低压区减少，下游阀门处低压区面积增大。

2.2.2　速度分析

图7示出不同间距方案阀门截面的速度云图。可以看出，3个方案下高速区域均集中在蝶阀阀板与管道形成的狭窄流道处，其中下游阀门处高速区面积更大。进一步观察发现，随着阀间距的增加，阀间流场发生了一定的改变。1.5D时，下游阀门两侧的流动相对对称，且下游尾流脱落较迟，高速区连续性较强；当阀门间距增加时，下游阀门两侧高速区连续性减弱，高速尾流脱落更早。综上，高速区主要集中在阀板两侧，且下游阀门处速度更高、面积更大；当阀间间距增加时，下游阀门两侧高速区连续性减弱，高速尾流脱落变得更早。

2.2.3　涡结构分析

图8示出不同间距方案下阀门Q准则涡核云图。从图可以看出，在不同间距下，流体经过阀门后在阀板及阀轴与管道交接的壁面处均产生了大量的涡；其中下游阀门处涡速更大，且涡的体积也相对更大。

进一步观察图8可以发现，在小间距时，上游阀门后方脱落的涡直接与下游阀门连接，直接冲击着下游阀门。当阀间间距增加时，上游脱落的涡核在向下游输运过程中，一部分因流体黏性作用逐渐耗散，减弱了对下游阀门的直接冲击；另一部分则获得了更充分的发展空间，得以伸展和演化，并从下游阀门两侧绕流。这些发展后的涡结构在与下游阀门尾迹区域相互作用时，产生一定的耦合效应，从而增强了下游阀门后方局部区域的涡量集中与涡核旋转速度。

综上可知，涡主要分布在阀板及阀轴与管道交接的壁面处，且下游阀门的涡速与涡体积更大。当阀门间距增加时，上游阀门尾涡在阀间的影响减小，但对下游阀门后方的影响增加。

2.3　压力脉动分析

根据压力场与速度场的分析，选取了2个测点进行压力脉动自功率谱分析，测点位置如图9所示。P1位于阀门2阀轴前0.75D处，P2位于阀门2阀轴后1D处。

2.3.1　压力脉动时均分析

为揭示压力脉动强度分布，采用压力脉动均方根进行分析，其计算公式如下：

R M S E = ∑ i = 1 N (p i' - P a v e') 2 N

（16）

式中，

p i'

为每个网格节点的瞬态静压，Pa；

P a v e'

为每个节点均值静压，Pa；N为采样步数。

图10示出不同间距方案阀门截面压力脉动时均云图。

从图可以看出，高脉动区主要集中在阀板周围，其中下游阀门处的高值区面积更大且数值更高。这是由于下游阀门处于上游尾迹的影响范围内，其流场受到强烈扰动，因此压力脉动较上游更为显著。进一步观察可以发现，随着阀间距增加，下游阀门处压力脉动高值区面积减小，且脉动数值逐渐减小，这是因为上游尾迹在发展过程中逐渐扩散、动能耗散增加，对下游阀门的来流扰动相应减弱。

2.3.2　压力脉动自谱分析

图11示出不同间距方案下阀门的压力脉动自谱图。

从图可以看出，各点的脉动能量主要集中在100 Hz以内，当超过100 Hz时，谱级开始下降。这表明低频大尺度流动不稳定和涡脱落是激发压力脉动的主要来源。

由图11（a）可知，在2个阀门之间，方案1的P1测点压力脉动总级达到了155.3 dB，相较于方案2和方案3的P1测点总级增加了5.57%和10.38%。结合图7可以看出，这是因为当阀门间距极近时，上游阀门产生的涡直接冲击下游阀门，加剧了2个阀门的相互作用，使阀门间流场变得混乱，导致压力脉动能量达到峰值。

由图11（b）可知，方案3的P2测点总级最高，为156.3 dB，比方案1和方案2分别增加了2.09%和1.89%。结合图7可以看出，当间距足够大时，上游阀门后形成的未耗散的涡充分发展和增强，与下游阀门的涡产生了相互作用，从而在下游激发出了更强的压力脉动。

综上，压力脉动能量主要集中在100 Hz以内，当间距增加时，阀间测点P1脉动总级逐渐降低，最大降幅为10.38%；阀后测点P2脉动总级逐渐增大，最大增幅为2.09%。

3　声场结果分析

收起

3.1　声源强度分析

图12示出不同间距下声源强度分布云图。在阀门阀轴、阀盘边缘等过流部件周围主要为高声源区域，而阀板两侧的流道内声源强度较低。

从图可以看出，随着阀间间距的增加，声场分布产生一定的变化。在两阀之间，低间距下，高声源区域直接与下游阀门相连，此时上游脱落的涡结构与下游阀门发生强烈的近场干涉，流动能量通过直接冲击过流部件而转化为声能。当间距增加时，上游阀门尾部的高声源能量在到达下游阀门时已部分耗散，阀间影响减弱。

进一步观察可以发现，下游阀门两侧及下游位置的声源强度在低间距时相对较低，当间距增大时，两侧声源强度有所提升。综上，高声源区主要集中在阀门阀轴和阀板周围，低声源区在阀板两侧；随着阀间间距增加，上游阀门尾部高声源区对下游阀门的影响减小，阀板两侧低声源区的数值增大。

3.2　声压级频谱曲线分析

为便于分析阀门系统不同方案的频谱特性，首先对3种方案进行声腔模态计算，计算结果如表2所示。可以看出，3种方案在高频处的峰值频率均为三阶频率。其中，1.5D间距下的峰值频率最大，为652 Hz；随着间距的增加，峰值频率逐渐减小，从652 Hz分别降为624 Hz和598 Hz。

图13示出不同间距方案下P1和P2测点的声压级频谱曲线图。

从图可以看出，不同方案下声压能量主要集中在80 Hz以内；各方案在18 Hz时均存在峰值。从图13（a）可以看出，在P1位置，2.5D间距的声压级小于其他2个间距方案，比方案1和方案2分别减小了8.52%和4.96%。结合图8可以看出，上游阀门产生的涡直接冲击下游阀门，在阀间区域引发剧烈且复杂的流动和脉动。而增大间距为流场提供了缓冲空间，使涡在到达下游阀门时部分耗散，从而削弱了部分噪声能量。从图13（b）可以看出，出口点的频谱特性发生了根本性变化。2.5D间距的声压级在大部分频段与方案1和方案2无异，但其在主峰处的声压级略高于其他方案，导致其总级比方案1和方案2分别大了2.13%和1.2%。结合图8可以看出，间距增加时，上游阀门的尾涡在流道内演化，并从下游阀门两侧流过，与第2个阀门产生的涡在一定程度上相互作用，使得在特定频率下2.5D的声压级大于其余方案。

此外，P1和P2测点在高频处均存在一个峰值，该频率与表3中声腔模态的三阶频率基本一致，这表明该频率为串列阀门系统的固有频率。综上，声压能量主要集中在80 Hz以内，且在高频处存在模态频率。当阀门间距增加时，阀间测点P1的声压级总级逐渐下降，最大降幅为8.52%；阀后测点P2的声压级总级逐渐增加，最大增幅为2.13%，且模态频率也随间距增加而降低。

3.3　声压级云图分析

为了进一步分析声压级分布，结合图13中的声压级曲线，选取18 Hz进行声压级云图分析。图14示出不同间距方案下阀门的声压级云图。

从图14中可以看出，高声压级区域均稳定出现在每个阀门阀盘的边缘及阀轴后方。进一步观察可知，随着间距的增加，双阀之间的声压分布产生了一定的变化。当阀门之间的间距为1.5D时，两阀门之间高声压级区域较多，但下游阀门的尾部高声压区域较少，这可能是因为两阀门距离较近产生相互干涉，使得中间区域声压加大。当间距增加时，两阀门之间高声压区域减小，下游阀门后方高声压区域增大。综上，高声压区位于阀板及阀轴周围；当间距增加时，阀门间高声压区域减少，阀门下游高声压区域增多。

4　结论

收起

（1）低压区主要集中在阀板后方，且下游阀门处低压区面积更大。随着阀门间距增加，阀间低压区减少，下游阀门处低压区面积增大。高速区主要集中在阀板两侧，且下游阀门处速度更高、面积更大；当阀间间距增加时，下游阀门两侧高速区连续性减弱，高速尾流脱落变得更早。涡主要集中在阀板及阀轴与管道交接的壁面处，且下游阀门的涡速与涡体积更大。当阀门间距增加时，上游阀门尾涡在阀间的影响减小，但对下游阀门后方的影响增加。

（2）压力脉动高值区主要集中在阀板周围，其中下游阀门处的高脉动区面积更大且数值更高。随着阀间距增加，下游阀门处压力脉动高值区面积减小，数值逐渐减小。压力脉动能量主要集中在100 Hz以内，当间距增加时，阀间测点脉动总级逐渐降低，最大降幅为10.38%；阀后测点脉动总级逐渐增大，最大增幅为2.09%。

（3）高声源区主要集中在阀门阀轴和阀板周围，低声源区在阀板两侧。随着阀间间距增加，上游阀门尾部高声源区对下游阀门的影响减小，阀板两侧低声源区的数值增大。

（4）声压能量主要集中在80 Hz以内，在18 Hz处均存在峰值，且在高频处存在模态频率。当阀门间距增加时，阀间测点声压级总级逐渐下降，最大降幅为8.52%；阀后测点声压级总级逐渐增加，最大增幅为2.13%，且模态频率也随间距增加而降低。高声压区位于阀板及阀轴周围；当间距增加时，阀门间高声压区域减少，阀门下游高声压区域增多。

参考文献

收起

文献

收起

参考文献引证文献

排序方式：

徐号钟.借助流动声学数值模拟的阀门降噪研究［D］.上海：上海交通大学，2017.

XU H Z.Aero‑acoustic noise control of the valve with the help of the aero‑acoustic numerical simulation［D］.Shanghai：Shanghai Jiao Tong University，2017.

崔宝玲，尚照辉，石柯，等.基于CFD的蝶板结构改进设计及数值分析［J］.排灌机械工程学报，2013，31（6）：523-527.

CUI B L，SHANG Z H，SHI K，et al.Butterfly disc structure improved design and numerical analysis based on CFD［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2013，31（6）：523-527.

WEI J H，WU F G，ZHANG H F，et al.Numerical simulation research of butterfly valve in acoustics field variation characteristics［J］.Applied Mechanics and Materials，2017，872：217-222.

王蛟，胡亚安，段金宏，等.典型控流调压阀后突扩体的压力特性［J］.排灌机械工程学报，2024，42（10）：1011-1017.

WANG J，HU Y，DUAN J H，et al.Pressure characteristics of sudden expansion pipe behind typical regulating valves［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2024，42（10）：1011-1017.

关帅.阀门流体动力学特性及噪声控制研究进展［J］.阀门，2025（8）：960-963.

GUAN S.Research progress on fluid dynamics characteristics and noise control of valves［J］.Chinese Journal of Valve，2025（8）：960-963.

聂建栋.船用阀门流场数值模拟及水动力噪声特性研究［J］.舰船科学技术，2024，46（18）：65-69.

NIE J D.Numerical simulation of flow field and hydrodynamic noise characteristics of marine valves［J］.Ship Science and Technology，2024，46（18）：65-69.

李彦峰，孟龙，王凯，等.基于导流板结构的再热调节蝶阀在小开度工况下内部噪声特性数值模拟研究［J］.汽轮机技术，2025，67（2）：119-122.

LI Y F，MENG L，WANG K，et al.Numerical simulation of internal noise characteristics of reheat regulating butterfly valve with small opening based on deflector structure［J］.Turbine Technology，2025，67（2）：119-122.

梁赟，何涛，郝夏影，等.蝶阀低噪声优化设计研究［C］//中国环境保护产业协会.第十七届全国噪声与振动控制学术会议，2023：14-18.

LIANG Y，HE T，HAO X Y，et al.Study on low noise optimization design of butterfly valve［C］//Chinese Association of Environmental Protection Industry.Proceedings of the 17th National Conference on Noise and Vibration Control，2023：14-18.

吴石，张文平.阀门流场的数值模拟及流噪声的实验研究［J］.阀门，2005（1）：7-10.

WU S，ZHANG W P.Investigated numerically on flow‑field of valves and experimental study of valve‑noise［J］.Chinese Journal of Valve，2005（1）：7-10.

张生乐，贾晓丹，潘国雄，等.直通截止阀流场与噪声数值分析［J］.舰船科学技术，2016，38（13）：113-116.

ZHANG S L，JIA X D，PAN G X，et al.Numerical analysis on flow field and noise of straight though cut‑off valve［J］.Ship Science and Technology，2016，38（13）：113-116.

王宁，肖直坤，于新海，等.V型球调节阀涡流噪声模拟及降噪设计［J］.流体机械，2023，51（10）：97-104.

WANG N，XIAO Z K，YU X H，et al.Vortex noise simulation and noise reduction design of V‑shaped ball regulating valve［J］ Fluid Machinery，2023，51（10）：97-104.

徐号钟，唐科范.阀门流动噪声源识别与控制研究［J］.水动力学研究与进展（A辑），2019，34（5）：559-570.

XU H Z，TANG K F.Study on the identification of flow noise sources in the valve and its reduction［J］.Chinese Journal of Hydrodynamics，2019，34（5）：559-570.

MA Q，LUO C，WAN X N，et al.Numerical investigation into acoustics characteristics towards pressure reducing valve with high ratio of reduced pressure［J］.Processes，2024，12（10）：2110.

孙凯浪.水管路阀门流致振动噪声特性研究［D］.哈尔滨：哈尔滨工程大学，2022.

SUN K L.Study on fluid‑induced vibration and noise characteristics of water pipe valve［D］.Harbin：Harbin Engineering University，2022.

王鹏展，华如南，王浩煜，等.双蝶阀弯管结构流噪声控制研究［J］.热能动力工程，2025，40（8）：217-224.

WANG P Z，HUA R N，WANG H Y，et al.Study on hydrodynamic noise control in double butterfly valve bend pipe structure［J］.Journal of Engineering for Thermal Energy and Power，2025，40（8）：217-224.

BAI C A，CHEN T N，YU W Z.Numerical and experimental research on single‑valve and multi‑valve resonant systems［J］.Frontiers in Materials，2021，8：756158.

SHUR M L，SPALART P R，STRELETS M K，et al.A hybrid RANS-LES approach with delayed-DES and wall‑modelled LES capabilities［J］.International Journal of Heat and Fluid Flow，2008，29（6）：1638-1649.

郭荣，王雪晗，姜鹏飞，等.闭式系统中离心泵流动噪声全流域数值模拟及试验研究［J］.流体机械，2025，53（8）：10-19.

GUO R，WANG X H，JIANG P F，et al.Full‑domain numerical simulation and experimental study on flow noise of centrifugal pumps in closed‑loop systems［J］.Fluid Machinery，2025，53（8）：10-19.

刘栋，张天泽，杨嵩，等.叶片尾缘形状对离心风机气动噪声的影响［J］.排灌机械工程学报，2025，43（9）：898-904．

LIU D，ZHANG T Z，YANG S，et al.Influence of blade trailing edge geometries on aerodynamic noise characteristics of centrifugal fan［J］.Journal of drainage and irrigation machinery engineering（ JDIME），2025，43（9）：898-904．

陈雨豪.高速运载工具气动噪声试验与数值模拟研究［D］.上海：同济大学，2023.

CHEN Y H.Experimental and numerical simulation study on aerodynamic noise of high‑speed delivery vehicles［D］.Shanghai：Tongji University，2023.

PROUDMAN I.The generation of noise by isotropic turbulence［J］.Proceedings of the Royal Society of London.Series A，1952，214（1116）：119-132.

谈明高，王昊晨，刘厚林，等.变径管内流噪声特性及优化研究［J］.流体机械，2025，53（6）：104-110.

TAN M G，WANG H C，LIU H L，et al.Research on the characteristics and optimization of flow noise in variable diameter pipes［J］.Fluid Machinery，2025，53（6）：104-110.

2026年第54卷第4期

127

引用本文

BibTeX

文章信息

doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.04.009

接收时间：2025-12-11
首发时间：2026-10-22
出版时间：2026-04-30

补充材料

相关文章

文章信息

作者

出版历史

收稿日期：2025-12-11
修回日期：2026-02-11

基金

作者信息

¹江苏大学流体机械工程技术研究中心，江苏镇江 212013

²中国船舶科学研究中心船舶振动噪声重点实验室，江苏无锡 214082

³中国计量大学计量测试与仪器学院，杭州 310018

通讯作者:

参考文献

分享链接

https://castjournals.cast.org.cn/joweb/ltjx/CN/10.3969/j.issn.1005-0329.2026.04.009

分享至

全文二维码

扫描看全文

引用本文

BibTeX

本文的引用情况

2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

关闭全屏

BibTeX
EndNote
RefWorks
TxT

项目	y⁺			网格数			脉动总级/dB
项目	1.5D	2.0D	2.5D	1.5D	2.0D	2.5D	1.5D	2.0D	2.5D
粗糙	3	5	4	2 864 521	3 041 254	3 395 263	150.2	150.9	153.1
中等	1	1	1	4 556 628	4 771 456	4 909 899	153.1	153.4	156.3
精细	0.71	0.76	0.86	5 861 447	6 095 422	6 524 417	153.2	153.6	156.4