作为真空排污系统核心结构的一部分^[15]，界面阀将排污管道内的大气与真空负压管道隔绝，是确保真空排污系统的正常运行的关键。非工作阶段可维持负压腔室与外界环境的物理隔绝，避免气体渗透引发的压力失衡。当系统激活时，负压驱动阀腔内部发生真空转换，触发阀芯位移形成导流通路，最终在压差效应下将污水高效排入处理系统。本研究设计了一款新型真空界面阀，该阀通过负压控制实现开闭，界面阀在实际运用中需要频繁进行开启和复位密封操作，对材料的抗腐蚀性和抗形变能力提出了较高要求。因此，基于阀芯在复杂工况下的耐疲劳与密封性要求，最终选定橡胶作为阀芯基材。该组件通过橡胶模具浇注工艺成型，具体选用DPI8400橡胶，其特性在于低黏度、高流动性、固化效率高，对硅胶模具腐蚀性小^[15]。橡胶材料阀的位置位于阀体中间部分，图中颜色一致为各自装配位置，阀芯的具体结构详见下图1。

阀芯厚度为3 mm、长度为108.5 mm、宽为73.5 mm、进出口直径为38 mm、外径为60 mm、阀体内壁尺寸为76 mm、中部及两侧加强筋高度为6.5 mm，宽度为8 mm、双半球形加固结构半径为6.75 mm，其端部用2.46 mm延伸段连接加强筋，如图2(a)、2(b)所示；为分析结构参数对气动噪声的作用机制，重点调控阀芯非加强区域的特征，即调整水平端面与斜面的间距实现流道截面积优化。分别设置为33 mm、37.375 mm、41.75 mm、46.125 mm、50.5 mm，示意图如图3所示。对五种不同水平端面距离的界面阀进行建模，具体模型如下图4所示。

真空界面阀噪声模拟涉及到宽频噪声模型以及声学类比模型，针对宽频噪声的预测，半经验修正方法^[16]主要涵盖Proudman方程、线性化Euler方程及Lilley方程源项模型。其中，Proudman模型^[17]基于各向同性湍流统计理论，通过湍流体积元声功率积分方法构建四极子声源机制预测框架，具有更广泛的应用价值。对于声学类比模型而言，在Lighthill声类比模型理论框架下，Proudman提出了静止介质中各向同性湍流的声功率解析表达式，核心为无平均流动条件。Lilley G M^[18]对Proudman原模型中忽略的延迟时差进行修正，提出改进型声功率的预测方程。该方程通过表征单位体积各向同性湍流产生的声功率P_A，如下式（1）所示。

式中：u均为湍流流速；l为特征长度；c为介质声速；α为模型常数。声功率级通过下式（2）得到。

式中，基准声功率P_ref=1×10⁻¹² W/m³。

Lighthill声类比模型^[19]从N-S方程出发，将声场待解项和声源项分开。其拓展形式FW-H方程基于Lighthill噪声类比法，建立多极子声源分解理论框架，完整表征单极子、偶极子及四极子声源的产生机制。数值计算中，ANSYS Fluent采用基于“可穿透面积分’的FW-H求解器，实现跨速域气动声学问题的预测，其原理如图5所示。通过插入监测点，利用FFT算法提取监测点声压频谱特征，获得总声压级及频域能量分布。FW-H控制方程是基于连续性方程、N-S方程得出的波动方程，如下式（3）所示。

式中，u_i、v_i分别表征流体与壁面在x_i方向的速度分量；u_n代表声源法相流体速度（垂直于声源面f=0）；H(f)为亥维赛阶跃函数；δ(f)为狄克拉δ函数；声压脉动量p'=p−p₀定义于远场（参考静压力p₀）；生源面由f=0确定；a₀为远场声速；T_ij和p_ij分别表征Lighthill湍流应力及压应力张量。

对阀门流道模型进行网格划分，选用非结构化网格进行流道划分适应复杂流道结构。通过系统调整网格单元尺寸开展数值解的网格独立性研究，以出口质量流量作为评估指标验证计算结果的网络无关性，具体结果见表1。当单元尺寸减小至1.5 mm时，出口质量流率检测值偏差小，故确定此尺寸为基准网格参数。针对流场边界区域的几何特征突变问题，在两侧计算域采用分层加密策略，局部网格细化至0.1 mm量级，具体网格如下图6所示。

真空界面阀内部流体介质为气液两相流，入口设为压力入口，出口为压力出口，重力设为−9.81 m/s²，温度设为25℃。鉴于水的不可压缩特性，求解器类型采用压力基求解器及瞬态求解。Fluent 软件中，常用的湍流模型包含k-ε模型、k-ω模型及SST k-ω混合模型等。k-ε模型具有计算稳定性与收敛效率，适用于初始流场快速收敛；SST模型融合k-ω近壁解析优势与k-ε自由流稳定性，在复杂环境中实现高精度预测。本文采用分阶段模拟策略：首先基于k-ε模型的稳健收敛特性进行初始场构建，继而切换至SST湍流模型实现高精度求解，使其计算效率与预测精度间达到优化平衡。

激活声学模块中FW-H模型选项，设置所有壁面为噪声源。真空界面阀暂无特定的国标文件，参考GB 3096-2008《声环境质量标准》^[20]和GB/T 17214.8-2015《工业过程控制阀》^[21]相关规定，对实验室测试条件下空气流经控制阀产生的噪声进行了详细规定。设置外部监测点分别为(−1000,0,0)、(−2000,0,0)，具体位置如图7所示，监测点代号见表2。采用显式公形式进行设置。选用PISO算法为求解方法，该算法在每个迭代步可获得更精确的压强场，从而加快计算收敛速度。由于声学分析中时间步长对最高频率的大小有着决定性作用^[22]，故将声学分析的最高频率f_c定为8000 Hz，进行频域分析时，为确保采样结果的准确性，采样频率f_s不得小于最高频率f_c的两倍。因此将采样频率f_s设定为16000 Hz。相应地，时间步长被定义为采样频率f_s的倒数，即6.25×10⁻⁵ s。在计算过程中，将总时长设为2 s，并据此确定时间步数为32000步。

为探究结构不同对噪声的影响，将不同结构模型在开度20工况下进行流道抽取，压差为0.065 MPa负压，进行内部噪声源分析，具体声功率级云图如图8所示，声功率最大区域主要集中在阀门下游出口段以及出口管道部分，随着水平端面距离的增大，阀门内部声功率分布区域先减小，但在46.125 mm模型时声功率分布面积增大，类似于33 mm模型，声功率级强度均弱于33 mm模型，在50.5 mm模型时，阀门出口段中央区域声功率分布消失。阀门最大声功率级逐渐降低，由33 mm模型的90.3 dB降低至50.5 mm模型的85.7 dB，降低幅度为5.1%，故增大阀门出口段水平端面距离有助于减小其气动噪声水平。

不同结构下速度云图如图9所示，随着水平端面距离增大，在同一开度和压强下，液体流速逐渐减小，这是由于结构的改变，阀门的形变逐渐变大，使得阀门内部空间逐渐增大，具体阀门形变曲线如图10(a)、10(b)所示。根据流体动量守恒定律，液体通过阀门时，其质量与流率均保持不变，质量流率公式表示为

其中Q_m表示质量流率，ρ为介质密度，A为截面积，V表示液体速度，在相同压差条件下，阀门内部空间越大，截面积越大，质量流率保持不变，液体流速必然减小，结合图8中声功率级降低可知，声功率级的大小与流体的流速呈正相关，声功率区域的分布与涡流的分布呈现正相关。改变阀门的结构，降低阀门中液体的流速，从而减小涡流强度与分布，可以有效地减少气动噪声在阀门内部的产生。

噪声分析使用频域分析^[23]的原因主要在于频域分析能够揭示噪声信号的频率特性，这对于理解和控制噪声至关重要。在时域中^[24]，信号表现为无序的波形，有效信息提取存在困难。在声学信号分析领域，频域信号处理技术^[25]通过傅里叶变换实现时-频域能量重映射，从而清晰展示信号中不同频率成分的存在、分布和强度^[26]，确定噪声中各个频率成分的相对强度，从而定位出需抑制的核心噪声源与频率范围。

不同结构模型下监测点g的噪声频谱图如下图11所示，随着水平端面距离的增大，最大声压级逐渐降低，在距离阀外1 m处，33 mm模型最大声压级为88.3 dB，50.5 mm模型为83.6 dB，噪声分贝降低5.32%，且33 mm最大声压级发生在1300 Hz，50.5 mm模型最大声压级发生在1800 Hz左右，最大声压级发生频率逐渐增大。在频率增大的同时，

各模型的声压级总体趋势都为先增大后减小，在6000−7000 Hz频率下，33 mm模型相较于其他模型，有小范围的增加，但增加幅度小于峰值声压级，这是由于在阀门出口处涡流产生时会引起流体的湍流和能量的耗散，进而可能产生高频的声波和压力波动，当涡流消失时，由于涡流引起的湍流和能量耗散减少，因此高频噪声相应减弱和消失。

从单方面降噪的角度来说，采用50.5 mm模型是目前噪声相对最小的模型。针对阀外监测点，选取噪声最大工况33 mm模型开度20，提取阀外监测点g、h数据，阀门下游监测点频谱图如下图12所示，各点的噪声趋势大致相同，由于距离的增大，各频率声压级降低。

界面阀在不同开度下由于流场不同导致内部噪声源也不同，由于目前夹管式真空界面阀结构主要采用非对称结构为主，故选用结构为50.5 mm模型为开度仿真模型，设置压力差为−0.065 MPa，声功率云图如图13所示，使用宽频噪声模型对界面阀内部噪声源进行分析。不同开度模向逐渐增大，声功率级最大区域集中在阀门出口部分以及出口管道，随着阀门开度的增加，噪声由85.7 dB降低为76.8 dB，阀门内部流场靠近入口侧的声功率级小于靠近出口侧的声功率，在小开度情况下（开度20）入口流域的声功率级分布范围远远小于出口流域。

速度云图如图14所示，流道在阀门中部收窄再增大，流体通过阀门中部时速度激增呈现射流状，流体速度的变化和压力差异的存在，产生涡流，涡流形成和消散过程会产生压力波动，这些波动会以声波的形式传播，其次由于涡流会引起流体的湍流运动，该运动会产生较大的速度梯度和剪切力，在小开度（20 degrees open）速度云图下可知，流体速度由6.065 m/s激增至12.130 m/s，因此在阀门出口端形成了较大涡流结合图7中小开度（20 degrees open）下声功率计云图，声功率级最大处与涡流处相符合，因此可知小开度下，噪声产生的原因与涡流的形成有关。

同理结合图13和图14分析，在阀门开度增大的过程中，涡流位置逐渐往阀门入口移动，涡流逐渐减小，速度梯度也逐渐减小，因此声功率级逐渐降低，阀门全开（100 degrees open）状态下声功率分贝为76.8 dB。

通过瞬态流场数值模拟，可得外部监测点数据，借助傅里叶变换得到监测点的声学频谱图。不同开度工况下游监测点g的噪声频谱如下图15所示，其频谱具有相似的变化规律。即随着频率升高，噪声水平会先下降然后上升，达到峰值后逐渐趋于稳定。由实验所得，当开度为20时声压级达到最高值，随着阀门开度持续增加，噪声强度呈现持续降低的趋势。最大声压级由83.6 dB减小至60−65 dB区间，声压级最大处从1800 Hz减至1200 Hz左右，且在各个频率上声压级都有不同程度的降低，因此减小开度可以从各频率上有效降低夹管式真空界面阀的气动噪声。在噪声最大的工况条件下，随着真空界面阀出口端距离增大，小开度（20 degrees open）下游出口监测点g、h图如图16所示，所有被测点的噪声变化顾虑基本一致，但随着与生源距离的增加，各频率的噪声强度均会逐渐减弱。

界面阀在不同压强下的流体速度不同，由前文可知开度为20的工况下噪声最大，因此，选取开度为20工况下，模型为50.5 mm模型进行噪声源分析，设置压力差分别为0.035 MPa、0.045 MPa、0.055 MPa、0.065 MPa。

图17为不同压强下开度为20工况的声功率级云图，随着压强的增大，声功率级由72.8 dB逐渐增大至85.7 dB，在压强为0.035 MPa和0.045 MPa下，阀门入口端至阀门中部声功率区域分布较少，声功率最大区域主要集中在阀门下游出口段以及管道部分，并且由剖面图可知，阀门内部入口端声功率区域分布稀薄，出口端声功率区域分布呈射流状。随着压强增大，阀门入口端至阀门中部声功率区域分布增大，且阀门内部入口端声功率区域分布增加。不论压强大小，声功率级最大区域都集中在阀门出口部分以及出口管道部分。

不同压强下速度云图如图18所示，随着压强增大，流体最大速度由8.446 m/s增大至12.13 m/s，入口段靠近壁面涡流速度逐渐增大，结合图11可知，阀门入口端声功率区域大小和强弱与涡流大小和速度有关，涡流速度越大，声功率级越高，涡流体积越大，声功率区域分布越大。阀门出口端的规律与入口端相似，出口端由于涡流与速度均大于入口端，所以声功率级最大区域都集中在阀门出口部分以及出口管道部分。由于压强增大，流体的速度增大，涡流速度和大小都增大，因此阀门内部声功率的大小以及分布区域都增加。

不同压强下监测点g的噪声频谱图如下图19所示，频率增大，声压级呈现先增后减的总趋势，在压强为0.065 MPa下最大声压级为83.6 dB，最大声压级发生的频率为1800 Hz左右，随着压强的降低，最大声压级在0.035 MPa下达到最小70.3 dB，最大声压级发生的频率降低至1000 Hz左右，并且在各个频率上声压级都有不同程度的降低，因此降低真空度可以从各频率上有效降低夹管式真空界面阀的气动噪声。在噪声最大工况0.065 MPa下，其下游出口监测点g、h图如图20所示，各点的噪声频谱趋势大致相同，但由于距离的增大，各频率声压级降低。

根据图6监测点在仿真中的位置，安装噪声传感器。采用Smacq的USB1252A采集卡、输出信号为4−20 mA的噪声传感器，具体实物图如下图21所示。

实验台包括活塞式真空泵、真空管道、真空罐、真空界面阀、量程为−0.1−0 MPa的真空表等。系统运行流程为：首先真空泵将罐体抽吸成所需的压强负压状态，通过气路转换器控制阀门动作，由于负压状态，此时阀门密封状态，便器中的水不会被抽吸，通过气路转换器控制阀门开启，此时便器中的水由于负压作用抽吸，传感器读取噪声数据，在2 s后，阀门关闭，系统一次运作流程结束。噪声测试试验台如图22所示。

本实验采用NI公司所开发的LabVIEW进行噪声模拟信号采集和编程，该语言使用图形符号进行程序编写，每个模块都由前面板、框图、图标组成，命令指令都是用图片形式展示出来，主要用于程序的编写和数据采集。首先确保传感器与采集卡正常连接，使用LabVIEW提供的驱动程序与采集卡通信，在VI中添加数据采集模块、图形显示模块以便从传感器读取数据并显示在界面上，其次使用LabVIEW提供的串口通信建立上位机与采集卡之间的通信，确保数据采集和处理的准确性，之后进行上位机界面数据显示，图23为数据采集系统的面板。

针对50.5 mm夹管式真空界面阀进行实验研究，以探究其排水噪声特性。实验中，将阀门开度设定为20%、60%、100%三种工况，具体开度如下图24所示，同时保持真空度为0.065 MPa。

通过开启管道阀门并运用声学传感器实时采集下游监测点g和h的噪声数据，具体噪声频谱图如图25所示。实验结果表明，阀门开度为20%时，监测点g测得的最大等效声压级为98.7 dB，且噪声能量主要聚集于1500−2000 Hz中高频段。随着阀门开度的增大，噪声等级呈现明显的下降趋势，最大声压级从1800 Hz附近逐渐减小至1200 Hz左右，这一趋势在各个频率上均有体现，证实通过阀门开度优化可系统性削弱宽频气动噪声的产生机制。

随着与声源距离的增加，下游监测点h所测得的分贝值逐渐减小。同时，在开度增大的过程中，最大声压级也从89.5 dB降低至72.3 dB。最大声压级发生的频率随着阀门开度的增大而逐渐增大，从1800 Hz增大至6500 Hz。这一规律进一步证实了增大阀门开度有助于降低噪声强度的同时，还会使噪声频率向更高频段偏移。

为验证仿真与实验的误差，分别将开度20情况下仿真监测点g与实验监测点g进行对照，对照结果如下图26所示，噪声总体趋势对比大致相同，随着频率的增大，声压级先增大后减小，仿真监测点g的最大声压级为83.6 dB，实验测得g点最大声压级为98.7 dB，误差在15.3%，由于实验存在背景声干扰，因此误差在可接受范围内，仿真结果在声压级的大小以及趋势上均与实验结果符合。

针对50.5 mm的夹管式真空界面阀模型，在阀门开度为20的工况下进行了噪声实验。为了探究压强对噪声特性的影响，设置了0.035 MPa、0.045 MPa、0.055 MPa和0.065 MPa四个不同的压力差条件。下游的实验监测点g、h的噪声数据如图27所示。实验结果表明，随着压强的增大，各频段的声压级呈现出逐渐增大的趋势。在距离阀体较近的监测点g处，当压强为0.065 MPa时，最大声压级达到98.7 dB。而在0.035 MPa下，最低声压级为71.2 dB。此外，随着频率的增大，各压强下的声压级总体趋势都呈现出先增大后减小的规律。值得注意的是，最大声压级发生频率主要集中在1500−2000 Hz频段，这与仿真分析中监测点g的数据趋势基本一致。

随着下游距离的增加，监测点h所测得的噪声数据规律与监测点g相似，但声压级有所降低。监测点h的最大声压级发生频率与监测点g相同，都集中在1500−2000 Hz频段。进一步证实了压强对噪声特性的影响，在不同压强下，最大声压级发生频率的一致性。

为验证仿真与实验的误差，选取噪声最大工况0.065 MPa，将仿真监测点g与实验监测点g进行对照，对照结果如下图28所示，噪声总体趋势对比大致相同，随着频率的增大，声压级先增大后减小，实验监测点g的最大声压级为98.7 dB，仿真监测点g点最大声压级为83.6 dB，误差在15.3%，由于背景声干扰，实验数据偏大，误差在可接受范围内，仿真结果在声压级的大小以及趋势上均与实验结符合。

对五种不同结构下的阀门模型进行实验测试，开度设为20，压强为0.065 MPa，阀外下游实验监测点g、h数据如下图29所示。图29（a）可知各频段的声压级随着水平端面距离的增大而逐渐减小，33 mm在各频段声压级均大于其余模型，在4000−8000 Hz频段下趋于稳定，并且最大声压级发生频率从1500 Hz增大至2000 Hz附近，这与仿真中最大频率发生趋于大致相近，并且噪声频谱图

变化规律也大致相同。

监测点h数据如图29（b）所示，随着对阀门出口距离的增大，各模型的最大声压级有所降低，但总体趋势与监测点g相同，在频率增大的同时，各模型的声压级总体趋势都为先增大后减小。从上述规律可知，随着水平端面距离增大，最大声压级逐渐减小，因此选择的阀芯结构有利于噪声的降低。

为验证仿真与实验的误差，选取噪声最大工况下进行对照，因此选取33 mm模型，将仿真监测点g与实验监测点g进行对照，对照结果如下图30所示，噪声总体趋势对比大致相同，随着频率的增大，

声压级先增大后减小，仿真监测点g的最大声压级为88.3 dB，实验测得g点最大声压级为97.4 dB，误差在9.3%左右，由于背景声干扰，实验数据偏大，误差在可接受范围内，仿真结果在声压级的大小以及趋势上均与实验结果符合。

本文系统探究了夹管式真空界面阀在不同工况下的气动噪声特性。综合运用有限元分析与声学实验方法，明确了阀门开度、压强和结构对噪声的影响规律，为该阀降噪提供了精准的理论依据与实用方法，对提升真空排污系统性能、拓展其应用范围具有重要意义，现得出以下结论：

（1）不同开度下，声功率级最大区域都集中在阀门出口部分以及出口管道，阀门开度从20%增至100%时，噪声从85.7 dB降低至76.8 dB，噪声降低幅度为10.4%，开度增加，阀内涡流位置、大小发生改变，最大声压级与开度呈现负相关，同时外部监测点数据同样显示随着开度增加，最大声压级减小。实验与仿真误差在15.3%，误差在合理范围内。验证适当的增加开度有益于降低噪声。

（2）不同压强下，压强在0.035 MPa至0.065 MPa递增过程中，阀门入口端至阀门中部声功率区域分布增大，声功率级最大区域分布与压强无关，产生该现象的原因与涡流大小和速度有关涡流速度越大，声功率级越高，涡流体积越大，声功率区域分布越大。通过压强实验测试，仿真误差在15.3%，考虑到背景声干扰，仿真较准确。验证压强增大有益于降低噪声。

（3）不同结构下，阀芯水平端面距离从33 mm扩至50.5 mm，噪声由90.3 dB降低至85.7 dB噪声降低幅度为5.1%，声功率级的大小与流体的流速呈正相关，声功率区域的分布与涡流的分布呈现正相关，改变阀门的结构，减小涡流强度与分布，可以有效的减少气动噪声在阀门内部的产生。在结构实验下，仿真与实验误差在9.3%，仿真较准确，验证了仿真的可行性。验证水平端面距离的增加有益于噪声的抑制。