本文以黄铜通海阀为基础，参照国内外通海阀的几何结构。通海阀的三维模型如图1（a）所示。其结构为直角结构，由阀体、阀芯、阀杆等组成，下侧为海水入口与外界海水相通，入口直径为105 mm。出口与舱内的管路连接，出口直径为80 mm。在通海阀工作时，流体从通海阀下端流入，在左端流出。为了提高流体在导流板处的流动性，对导流板的边缘进行倒角处理，导流板的正视和侧视尺寸如图1（b）所示。以导流板的厚度t和间距s作为尺寸参数，探究导流板在不同厚度和间距时的减阻特性。在通海阀内部添加3种不同厚度和间距的导流板并与没有导流板的通海阀做对比。四种模型的尺寸参数如表1所示。基于通海阀的基本结构，抽取阀内流道，建立计算流体域几何模型。流道模型如图1（c）所示。

在通海阀内部，流体的流动是三维粘性流动，其特点为流体不可压缩。而在管道内，流体的流动则为湍流流动^[16]。为了使阀内湍流流动充分发展，同时为了保证数值模拟计算的准确性，对阀门进出口管段的流体域进行延长^[17]。根据国家标准GB/T 30832-2014，建立试验管道。添加长度为管径5倍的上游管和长度为管径10倍的下游管^[18]。

将通海阀的流体域分成三部分，采用ANSYS mesh生成网格。由于通海阀的主体部分比较复杂，所以采用非结构化网格，与阀门连接的管道部分采用结构化网格。得到的包含试验管的通海阀流体域网格模型如图1（c）所示。

此外，为了保证计算结果的精确性并降低网格数量对计算结果的影响，通常在数值模拟计算前需要进行网格无关性验证^[19]。以阀门前后的压降作为验证网格独立性的参考变量，如图2所示。由图2可知，当网格数量逐渐增加时，压差∆p的波动逐渐减小，直到达到2491277个网格时，进出口压差∆p的相对误差小于1%。网格过密会影响计算速度，网格数量太少会使计算结果产生较大误差^[20],为了节省计算资源，选择2491277个网格单元作为计算域的网格数量较为合理。

通海阀内部流体的流动要满足质量、动量和能量守恒这三大基本物理定律^[21]。

质量守恒方程是描述流体力学中物质连续性的基本方程之一，它可以表述为：在流体控制体积内，流体的质量不随时间发生改变，其表达式为^[22]：

式中u、v、w分别为x、y、z三个方向的法向速度，m/s。

动量守恒方程为^[23]：

公式中p代表流体微元体上的压力，Pa；μ表示流体的动力黏度；$ {\tau }_{xx} $，$ {\tau }_{xy} $是微元体表面上的粘性应力$ \tau $的分量；$ {F}_{x} $，$ {F}_{y} $，$ {F}_{{\textit{z}}} $为微元体上的体力，N。

能量守恒方程描述了流体在运动过程中能量的转换和守恒。流体的能量E等于动能K、内能I和势能P相加，其中的内能I与温度T满足一定的关系，即$ I={c}_{p}T $，其能量守恒方程为^[24]：

式中，$ T $表示温度；$ k $表示传热系数；$ {c}_{p} $表示比热容；$ {S}_{T} $表示粘性耗散项。

在本文中，采用Fluent 19.1计算流体力学软件来对通海阀内部的流场进行求解计算。在软件设置中使用的求解方法是有限体积法，并且使用基于压力的求解器来进行求解。在湍流模型的选择方面许多研究人员分析了适合阀门的湍流模型^[25-29]，考虑到阀内流动的复杂性，所以本文选用适合于工程问题的$ k - \varepsilon $模型^[30]。由于RNG $ k - \varepsilon $模型比标准$ k - \varepsilon $模型更适合模拟曲率较大和压力梯度较强等复杂流动^[17]，同时RNG $ k - \varepsilon $湍流模型的预测性能优于标准的$ k - \varepsilon $湍流模型^[30]，故选择湍流模型设置为RNG $ k - \varepsilon $模型进行计算。流体状态：流体为海水，密度：1025 $ {\text{kg}}/{m^3} $，动力黏度：0.001054 $ {\text{kg}}/ms $^[2]。边界条件设置：设置通海阀的进口为速度进口，速度大小为3.5 $ {\text{m/s}} $。通海阀的出口为压力出口，压力大小为1 MPa。壁面条件：壁面设置为无滑移边界。在噪声计算时，首先计算海水的稳态流场，再将稳态结果设为初始值，通过LES大涡模拟进行瞬态计算，并且输出瞬态流场声源信息。这种方法不需要舍去非定常过程中初始部分结果，更节省时间，而且已被证明可靠^[31]。根据奈奎斯特采样定理，综合考虑计算时间和计算结果精度，设定分析时间步长0.00025 s和迭代步数2000步，采样总时长为0.5 s。

基于以上的边界条件设置，本文对四种不同通海阀内流道进行数值模拟计算，得到相应的速度和压力云图，如图3所示为对称面上的速度分布云图。由图可知，流体流经阀芯节流口时，由于过流断面的面积突然减小，流速急剧增加。此外，当无导流板时，通海阀的内腔处形成了一个明显的低速区，低速区内外速度梯度较大，流体对壁面的冲击较大。添加导流板后该处的低速区有了明显的改善，随着导流板厚度的增加，该处的速度分布也更均匀。

本文还得到了阀门对称面上的流线分布云图，如图4所示。由图可知，无导流板时，通海阀的内腔处形成了两个较明显的漩涡，漩涡内外流速梯度较大。添加导流板后该处的两个漩涡有了明显的改善，没有强涡出现，也没有流动分离区，优化的效果明显，有利于降低流噪声。随着导流板厚度的增加，漩涡减弱得也越明显，速度梯度明显减小。

本文还研究了阀门内部压力分布，得到对称面上的压力分布云图如图5所示。由图可知，海水经过阀芯后压力有明显的减小。无导流板时，漩涡附近的压力分布不均匀且压力损失较大，这可能是由于漩涡内外的水流速度差过大而产生了较大的摩擦损失。添加导流板后该处的两个漩涡有了明显的改善，随着导流板厚度的增加，通海阀阀前阀后的压差明显减小。

本文还分析了阀门内部湍动能分布，得到对称面上的湍动能分布云图如图6所示。由图可知，海水经过阀芯后湍动能有明显的增大。无导流板时，阀芯后段的湍动能呈现团状分布，流体流动非常紊乱。添加导流板后湍动能区域出现一条低湍动能通道，流体在该通道处平稳流过。随着导流板厚度的增加，这条通道越明显。但在导流板局部区域的湍动能会有所增大。

由于添加导流板后的通海阀内部流场会改变，所以通海阀的流量系数及流阻系数也会产生相应的改变，为探究通海阀在添加导流板情况下的流通能力，以流量系数$ {C}_{v} $和流阻系数$ {K}_{v} $作为比较标准。

现直接给出$ {C}_{v} $、$ {K}_{v} $的计算方法^[32]

上述公式中，$ {Q}_{v} $表示为体积流量，$ {{\mathrm{m}}}^{3} $/h；$ \Delta {{p}} $表示为进、出口压力降，Pa；$ \rho $表示为流体密度，$ {\text{kg}}/{{\mathrm{m}}^3} $；$ \mathrm{\nu } $表示为流体速度，$ \mathrm{m}/\mathrm{s} $。

基于以上对四种不同通海阀内流道进行数值模拟计算。根据监测出口的速度、体积流量，计算得到流量系数$ {C}_{v} $和流阻系数$ {K}_{v} $的结果如表2 所示。由表可知，当入口速度为3.5 m/s时，添加导流板后通海阀的流量系数提高，流阻系数降低，减阻率提高。以上几种情况中当导流板的板厚为8 mm时通海阀的流动特性最优。

为探究在不同入口速度下导流板结构对通阀流阻的影响，增加了 2 m/s和5 m/s入口速度下不同模型的流动情况。

当入口速度为2 m/s时，结果如表3所示。

当入口速度为5 m/s时，结果如表4所示。

由表2、表3和表4可知，随着入口速度的增大，通海阀的压降明显增大，不同厚度的导流板在相同的入口速度下均随着板厚的增加，压降不断减小，流量系数不断增大，流阻系数不断减小，减阻率不断提高。

流固耦合可分为单向流固耦合和双向流固耦合^[33]。针对本文模型，阀体的变形对流场的影响微乎其微，并且通海阀内部除受自身重力外主要受到流体的冲击作用，故采用单向顺序耦合分析。本文主要使用ANSYS Fluent和Static Structural模块来进行单向流固耦合分析。通海阀内部与流体介质的接触面为耦合面，在流体区域和固体区域交界面上需要进行网格匹配，耦合面处的网格类型和大小尽量保持一致，以确保数据在两个区域之间正确地传递。

在实际工况中，通海阀在流体载荷的作用下会发生变形，因此需要针对添加导流板后的通海阀模型进行流固耦合分析，分析通海阀的应力和形变是否满足工业实际要求。

在进行仿真前需要为结构模型分配材料属性，通海阀的材料为ZCuAl₁₀Fe₃，泊松比为0.32，密度为7750 $ {\text{kg}}/{m^3} $，抗拉强度为380 MPa，将这些材料属性导入到材料库中，进行分析。

打开model模块，设置网格尺寸为5 mm，然后选择固体的内表面进行命名，划分网格后加载流体域的压力，之后选择阀体的进出口面设置为固定约束面并添加重力方向后计算求解。

通过仿真分析，得到通海阀的变形分布如图7所示。由图可知，从总体上来看，变化趋势基本上相同。通海阀的入口处总变形量都是最小的，最大总变形量都位于阀芯附近，说明流体从入口流入后，阀芯对流场产生了较大的影响。阀体受到一定的流体载荷作用，但其形变量在微观尺度下非常小，最大形变量仅为0.0032723 mm。由于四个模型的几何结构不同，导致四种情况的最大变形量都不相同，四个模型的最大变形量如表5所示。由表可知，添加导流板后最大变形量都有不同程度的减小，从侧面说明了增加导流板可以减小阀体的变形。

通过仿真分析，得到通海阀的应力分布如图8所示。由图可知，从总体上来看，变化趋势基本上相同。通海阀进口段的应力分布相对均匀，出口段应力分布比较不均匀，这可能是由于流体流经阀芯节流口后，湍流程度上升，流场更加紊乱，从而导致阀体出口部应力分布不均匀。阀体受到一定的流体载荷作用，会产生较大应力，最大应力为9.3619 MPa。由于四个模型的几何结构不同，导致四种情况的最大应力都不相同，四个模型的最大应力如表6所示。由表可知，在增加了导流板后，最大应力有不同程度的降低，安全程度也是随之提升，也从侧面说明了增加导流板对可以对阀体强度的起到强化作用。

阀门所产生的噪声源包括机械噪声、汽蚀噪声、湍流脉动噪声以及涡流噪声。通海阀的主要噪音产生源包括汽蚀噪音和涡流噪音^[6]。

由气动声学理论可知，阀门管路中主要存在三种声源，分别是单极子声源、偶极子声源和四极子声源^[34]。阀门内流动的噪声源主要是来自于壁面的偶极子源和雷诺应力的四极子源，参考相关文献得到通海阀的偶极子源是主要的噪声源^[21]。

根据相关文件的规定，噪声测量点的位置应该在离阀门1 m之后、距离管道壁面1 m的地方^[35]。根据这项规定，需分别设置一个水平和垂直的声场监测面^[36]。通海阀噪声监测点的位置分布如图9所示。

本文利用Fluent软件进行瞬态流场数值模拟，将模拟结果保存为CGNS格式。CGNS文件包含了物理变量数据及单元和节点数据，数据信息存储在单元的中心节点上，可以将Fluent计算的前后处理与其他商业软件结合起来。为了在声学软件上获得流体声源信息，用LMS Virtual.Lab软件打开CGNS文件，再进行傅里叶变换，得到通海阀壁面偶极子声源的信息。如图10所示，耦合面上的红点为流场声源数据。

噪声网格也需要进行网格无关性验证。以竖直声场监测面的某一监测点的总声压级作为验证网格独立性的参考变量，如图11所示。由图11可得，随着网格数量增大，该监测点的总声压级逐渐趋于稳定，当网格个数达到28434时，该监测点的总声压级已经不再随着网格数量的变化而变化。为合理节省计算资源，选择28434个网格单元作为计算域的网格数量和较为合理。

通过对通海阀的流致噪声进行数值模拟，导出结果得到声场信息。如图12所示为无导流板、4 mm厚导流板、6 mm厚导流板、8 mm厚导流板的声压分布云图，从图中可以清楚地看到五个典型频率下的声场信息。由图可得，随着频率的增加，通海阀及阀前阀后管道外部的声场呈对称分布。此外，在水平监测面上，声压分布呈现出左右对称的趋势。在20 Hz时，导流板对通海阀的声压分布没有较大的影响。在200 Hz时，添加导流板后的通海阀声压的高压区的范围减小。在400 Hz时，添加导流板后的声压区整体的声压区域范围减小，并随着导流板的厚度增加，声压区域范围进一步减小。在600 Hz时，阀门拐角附近的高声压区域范围减小，并随着导流板的厚度增加，声压区域范围进一步减小。在800 Hz时，导流板对通海阀的声压分布没有较大的影响。

不同情况下各监测点声压频率响应曲线如图13所示。由图可知，四个监测点的声压频率响应曲线基本一致，从各曲线可以看出，各点声压级先快速下降，然后趋于稳定。图中黑色曲线是无导流板通海阀的声压频率响应曲线，添加导流板后的通海阀各监测点声压级在频率为0~1400 Hz时均有不同程度的减小，不同厚度导流板对噪声的减弱程度相差不大。在频率为1400~2000 Hz时，导流板对流噪声的影响较弱。

基于本文对通海阀的数值模拟计算，得到了如下几个方面的结论：

（1）通海阀内部产生的漩涡和紊乱的流场是影响通海阀性能和产生流致噪声的主要原因，因此，减小漩涡区域和稳定流场是对通海阀进行结构优化时需要考虑的方向。

（2）添加特定结构导流板后，通海阀内部流体的压降和流阻系数有明显减小，这说明导流板可以有效改善通海阀内部的流场，降低漩涡的产生，降低通海阀的流阻,并减小通海阀工作过程中的能量损耗。

（3）添加特定结构导流板后，通海阀阀体的总形变和等效应力在微观尺度上变化都是较小的，可以近似认为阀体不会发生明显形变。

（4）添加导流板后，通海阀一定范围的噪声声压级有所减小，有利于减声降噪。

（5）不同的入口速度条件下导流板对通海阀的影响不同，随着入口速度的增大，通海阀的压降增大，在相同的入口速度条件下随着导流板厚度的增加，压降减小。