基于氣動噪音原理的燃氣熱水器振閥研究

朱蓮宗 陳 越 劉 強 梁燕華 蔣小波

（1.廣東萬和新電氣股份有限公司 佛山 528305；2.廣東萬和熱能科技有限公司 佛山 528305）

引言

燃氣熱水器作為將燃氣燃燒釋放的熱量傳遞到熱交換器實現冷水加熱的設備，以其加熱速度快、恒溫舒適等優異性能，極大提升用戶洗浴體驗。

在研發試驗場景中，燃氣熱水器的燃氣比例閥會形成以輸出壓力突變、閥體劇烈振動并伴隨特殊噪音的“振閥”現象。據售后端反映，某湖南新裝修用戶投訴燃氣熱水器運行產生嘈雜的嗚咽聲，洗浴過程水溫忽冷忽熱，經排查判斷是燃氣供氣壓力過大，加劇“振閥”的強度。“振閥”問題引起的不穩定燃燒造成用水終端水溫波動，而且誘發強烈的運行噪音，嚴重影響到用戶的洗浴舒適性，因此研究振閥機理及探索改善振閥的技術很有必要。

1 燃氣比例閥振閥原理分析

1.1 燃氣比例閥結構及工作方式

燃氣比例閥作為在一定范圍內對燃氣輸出壓力進行自動調節的裝置，主要分為電磁驅動、電機驅動和伺服驅動燃氣比例閥。燃氣熱水器所用燃氣比例閥多為電磁驅動方式的動永磁式和動鐵芯式。本文研究對象為強抽燃氣熱水器的動永磁式燃氣比例閥，其關鍵結構部件主要為閥體、電磁閥、氣門組件、閥蓋和比例線圈，如圖1所示。

圖1 動永磁式燃氣比例閥示意圖

圖2 不同開度下的二次壓力及熱負荷

圖3 燃氣比例閥幾噴氣管流線分布圖

圖4 燃氣比例閥截面速度流場分布云圖及速度矢量圖

圖5 燃氣比例閥及噴氣管渦量圖

動永磁式燃氣比例閥工作方式：燃氣熱水器主控制器根據進水溫度、水流量、預設溫度等條件計算燃燒所需燃氣量，輸出電壓控制電磁閥打開，允許燃氣進入閥體內部，輸出電流給到比例線圈通電產生周期性的電磁場力，氣門組件在重力、彈簧力、電磁場力和燃氣壓力的合力作用下，在閥口處形成相應的開度讓燃氣流向噴氣管。

1.2 燃氣比例閥振閥機理猜想

燃氣比例閥振閥現象多是發生在進氣壓力較大、閥口開度較小、噴嘴孔徑較小時，尤其以液化氣機型最常見。基于燃氣比例閥振閥的發生工況和實驗現象，猜測是燃氣處于低流量高壓力狀態且閥口開度小時在閥口附近形成湍流，氣門組件處于不穩定狀態。燃氣經過閥口后在下游發生射流形成大量渦旋和湍流，燃氣的速度和壓力梯度大，流體間相互作用劇烈，在流場的影響下渦旋的不斷產生和消失，伴隨著劇烈的渦旋擾動，造成氣動噪音和閥體振動。

因此，基于氣動噪音原理對燃氣比例閥振閥成因進行猜想：

1）燃氣經過小開度閥口后壓力驟降和速度突升形成射流，在燃氣比例閥內部流道產生大量的渦旋和湍流，產生氣流震蕩和對閥體的沖擊震蕩。

2）燃氣比例閥內流道壓力大而出氣通道面積小，燃氣以相對高的流速通過狹小的噴嘴流道時的阻礙引起壓力波動和振動，且燃氣離開噴嘴后引射空氣產生射流噪音。

2 燃氣比例閥振閥測試分析

2.1 燃氣比例閥試驗系統設計

根據燃氣比例閥振閥成因猜想，建立燃氣比例閥試驗系統，參數設置、測試條件如下：

1）選取存在振閥狀況的強抽型天然氣燃氣熱水器，額定產熱水能力為17 L，分段燃燒方式為1-3-5-7分段，二次壓力高端PH=900 Pa，二次壓力低端PL=200 Pa。

2）試驗系統配置I型動永磁式燃氣比例閥：其比例線圈φ0.23 mm/2 750匝/80 Ω，磁鐵為鐵氧體φ18×8 mm，調節膜片為丁腈橡膠，比例線圈-磁鐵-調節膜片結構布局；

試驗步驟說明：進水溫度（20±2）℃，燃氣一次壓力2 000 Pa。設置較低的預設溫度，通過緩慢增加水流量方式提升燃燒熱負荷，實現分段切換燃燒并記錄其振閥狀況及趨勢。

2.2 內流道結構與振閥相關性驗證

2.2.1 不同內流道結構對振閥的影響試驗

試驗現象：I型燃氣比例閥在1排火燃燒工況下，持續存在氣動卡滯和閥體振動等現象，而且隨著熱負荷的提升、燃氣一次壓力的提升，振閥得到明顯的強化，氣動卡滯、閥體振動的狀態更加劇烈；切換到3排/5排火燃燒工況后振閥消失。

維持上述試驗條件，將I型燃氣比例閥更換成II型燃氣比例閥。

II型燃氣比例閥：比例線圈φ0.23 mm/2 750匝/80 Ω，磁鐵為釹鐵硼φ18×3 mm，調節膜片為丁腈橡膠，比例線圈-調節膜片-磁鐵結構布局。

試驗現象：II型燃氣比例閥在1排火燃燒工況下只有非常微弱的氣動卡滯聲音，各分段下基本無振閥情況產生；隨著熱負荷的提升、燃氣一次壓力的提升，振閥并未出現惡劣變化。

維持上述試驗條件，將I型燃氣比例閥更換成III型燃氣比例閥。

III型燃氣比例閥則是拆掉I型燃氣比例閥的氣門組件，保留調節膜片并封堵安裝孔，確保燃氣比例閥密封性。

試驗現象：通過增加水流量提升其燃燒熱負荷，在各分段負荷段下均無氣動卡滯、閥體振動等振閥現象，提升其燃氣壓力從（2 000～5 000）Pa均無振閥產生。

2.2.2 不同內流道結構對振閥的影響測試結果分析

1） I型燃氣比例閥和II型燃氣比例閥橫向對比：保持測試工況相同，在1排火狀態下I型和II型燃氣比例閥二次壓力均很高，但I型燃氣比例閥在各二次壓力值下均存在振閥而II型沒有，判斷振閥與二次壓力關聯性不強，應和燃氣比例閥內流道、氣門組件結構有關系，尤其II型燃氣比例閥調整磁鐵的結構布局和種類，由比例線圈-磁鐵-調節膜片結構布局改成比例線圈-調節膜片-磁鐵結構布局，減小閥桿的調節力臂更有利于實現氣門組件的穩壓。

2）I型燃氣比例閥和III型燃氣比例閥橫向對比：III型燃氣比例閥是由I型燃氣比例閥拆掉氣門組件，影響到燃氣通過閥口的流速及壓力變化，III型燃氣比例閥各負荷段無振閥而I型有振閥，說明是I型氣門組件閥口開度對燃氣的速度和壓力產生變化，導致產生強烈的氣動卡滯和閥體振動。

表1 I型燃氣比例閥振閥測試數據及試驗現象

表2 II型燃氣比例閥振閥測試數據及試驗現象

3）與噴嘴流道面積因素的關聯性暫無法判斷。

試驗現象存在氣動卡滯和閥體振動，符合氣動噪音偶極子聲源和四極子聲源特性，試驗結果指向閥口開度小時，閥體內流道的燃氣通過閥口后在閥口下游形成大量的渦旋和湍流，造成內部流道的速度突變和壓力脈動，引起氣流震蕩和對閥體的沖擊震蕩，與猜想1吻合。

2.3 噴嘴流道面積與振閥相關性驗證

2.3.1 單噴嘴流道面積與振閥相關性驗證

振閥試驗系統采用的17 L機型為1-3-5-7分段方式，額定熱負荷32 kW，7-φ1.98 mm噴嘴。根據噴嘴流量計算公式及熱負荷計算公式：

式中：

Lg—圓形噴嘴的流量，m3/h；

μ—噴嘴流量系數；

d—圓形噴嘴的直徑，mm；

H—噴嘴前壓力，即燃氣二次壓力，Pa;

s—燃氣的相對密度；

N—噴嘴個數；

HL—燃氣低熱值，MJ/Nm3，1 kW=3.6 MJ。

計算17 L機型的噴嘴流量系數μ=0.86，通過增大第1分段常開1排噴嘴直徑，相應地減小其余噴嘴直徑，在I型燃氣比例閥上探索增大第1分段噴嘴通流面積對振閥的影響趨勢。

試驗結果表明，在不改變I型燃氣比例閥內部結構和分段方式的情況下，增大常開1排噴嘴的孔徑能稍微改善燃氣比例閥振閥狀況，但振閥并未解決。

2.3.2 第1分段雙排燃燒與振閥相關性驗證

沿用上述試驗系統的測試條件，將17 L機型的分段方式1-3-5-7分段更改為2-4-7分段，額定熱負荷32 kW，7-φ1.98 mm噴嘴，驗證第1分段為2排火燃燒工況對燃氣比例閥振閥的影響。試驗測試I型燃氣比例閥在各負荷段下是否有振閥產生；堵塞常開2排噴嘴的其中1排，測試I型燃氣比例閥在各負荷段下是否有振閥產生。

試驗現象：2-4-7分段結構方式，在I型燃氣比例閥上測試，各分段下無振閥情況產生；隨著熱負荷的提升、燃氣一次壓力的提升，振閥并未出現惡劣變化。強制堵塞常開2排中的其中1排后，在1排燃燒工況下持續存在氣動卡滯、閥體振動的現象，且隨著熱負荷的提升、燃氣一次壓力的提升，振閥狀態被強化，甚至產生劇烈的嗚咽聲。

2.3.3 試驗結果分析及試驗結論

試驗結果表明，在不改變比例閥內部結構及分段方式下，增大第1分段噴嘴直徑能改善氣流震蕩和對閥體的沖擊震蕩；在不改變I型燃氣比例閥結構的情況下將分段方式改成常開2排，能大幅改善振閥狀態甚至不出現振閥；強行堵塞常開2排的1排噴嘴，出現1排持續振閥現象。噴嘴流道面積與振閥相關性驗證的試驗結果與振閥成因猜想2相符。

3 燃氣比例閥內部流道仿真計算

3.1 內部流場仿真

利用有限元分析方法，針對I型比例閥在17 L機型分段燃燒方式為1-3-5-7的常開1排出現的振閥問題，對單噴嘴不同開度下的二次壓力和負荷進行模擬仿真，并與測試數據進行對比，校驗仿真模型具有較高的準確性。

當開度達到一定值后，其負荷變化逐漸變緩趨于穩定值，二次壓變化相對于負荷的拐點略微滯后，而且隨著開度增大二次壓略微增加幅度不明顯。取閥口開度為0.18 mm的工況進行內部流場計算，得到流程流線云圖、速度流場分布云圖、速度矢量圖、比例閥噴氣管內渦量圖及噴嘴處渦量圖。

燃氣經過較小的閥口開度后，在閥口下游產生比較大的速度突變和壓力波動，在比例閥流道內形成大量渦結構，噴嘴處燃氣以較高的流速從噴嘴孔噴出卷吸空氣形成大量的渦結構，與振閥猜想及試驗結果吻合。

根據Powell的渦聲理論，低馬赫數下的等熵絕熱流體，產生流體動力場和輻射聲場的基本且唯一源是渦，壓力和速度脈動在某處發生后會傳給周圍介質，并從脈動源向外傳播。可以預測渦流強度較大區域是氣動噪聲的主要聲源位置[1]。渦量強度較大的區域主要集中在閥口區和噴嘴區等節流位置處，該處通流面積變小，燃氣的速度和壓力梯度大，流體間相互作用劇烈導致湍流強度大。湍流流場是由不同的渦相互影響而形成，湍流流場運動的本質是在流場的影響下渦旋的不斷產生和消失。閥口后區域和噴氣管噴嘴區的渦量是燃氣較高流速射流產生的，并且伴隨著劇烈的渦旋擾動。

結合氣動噪音原理和節流器原理，可以判斷振閥是閥口開度小形成射流、噴氣管流道面積小滯流阻力的作用下，導致燃氣速度和壓力不平衡形成渦旋和湍流，造成射流氣動噪音和對閥體的沖擊震蕩噪音。而且噪音源為偶極子聲源（閥體內部流道復雜，偶極子聲源產生于固體和流體之間的震蕩和沖擊）和四極子聲源（在較高流速或急劇湍流現象下產生四極子聲源，來源于相鄰流動粒子間黏性應力作用）。

4 優化改進方向

根據試驗及仿真計算結果，改善振閥問題的主要技術方向是優化閥體內部形成的渦旋和湍流狀況以及優化噴氣管低流量高壓力引起的壓力波動和振動。

1）不改變噴氣管分段結構方式，調整燃氣比例閥的結構，將比例線圈-磁鐵-調節膜片的結構布局更改為比例線圈-調節膜片-磁鐵結構布局，減小閥桿的調節力臂改善氣門組件的穩壓效果，能有效改善燃氣比例閥內部形成渦旋和湍流狀況。

2）不更改燃氣比例閥的結構，調整噴氣管分段方式，將1-3-5-7分段更改成2-4-7分段，改善單噴嘴狀態下低流量高壓力引起的壓力波動和振動，降低燃氣離開噴嘴的動能從而優化引射空氣產生的射流噪音。

5 結論

1）閥口開度小形成射流、噴氣管流道面積小滯流阻力大導致燃氣速度和壓力不平衡形成的渦旋和湍流是造成射流氣動噪音和對閥體的沖擊震蕩噪音的主要原因，噪音源為偶極子聲源和四極子聲源。

2）更改燃氣比例閥內部結構及噴氣管分段方式，改善燃氣比例閥內部流道形成的渦旋和湍流狀況、改善燃氣在低流量高壓力下的狀態下通過噴嘴的阻礙形成的壓力波動和振動，能很好低解決燃氣熱水器比例閥的振閥問題。