杭州华惠阀门大口径高压差调节阀设计

    文中对本公司设计生产的一台ANSI900、DN300高压差调节阀的实际工况进行了模拟计算，通过不同结构的噪声衰减情况分析，提出了一种降压结构的优化设计方案。

    1 高压调节阀简介

    ANSI900、DN300调节阀参数：公称直径300mm，公称压力ANSI900，流量系数Cv＝240，介质为天然气，介质温度40℃；阀前压力p₁＝9.35MPa，阀后压力p2＝0.4MPa，压差值Δp＝8.9MPa；阀体材质为ASTMA216（WCC），相当于国产材料ZG270-485。

    计算参数：计算压力p按阀门公称压力，取p＝15.0MPa，阀体中腔最大直径Dn＝382mm，许用压力[σL]＝82.0MPa。

    2 阀体设计

    2.1 厚度设计

    阀体是阀门中最重要的零件之一，功能如下：①作为工作介质的流动通道。②承受工作介质压力、温度、冲蚀和腐蚀。③阀体内部构成一个空间，设置阀座，以容纳启闭件、阀杆等零件。④阀体端部设置连接结构，满足阀门与管道系统安装使用要求。⑤承受阀门启闭载荷和在安装使用过程中因温度变化、振动、水击等影响所产生的附加载荷。⑥阀门总装配的基础。

    中、高压阀体阀门壁厚采用以下公式计算：

        （1）

    式中，S′_B为阀门设计厚度；Dn为阀门计算内径，mm；p为计算压力，［σL］为材料在设计工况温度下的许用拉应力，MPa；c为附加的裕量，mm。

    将p＝15.0MPa、Dn＝382mm、［σL］＝82MPa、c＝10mm代入式（1），得到S′_B＝43mm。设定S_B为阀体实际厚度，取S_B＝48mm。

    2.2 壁厚验证

    为验证阀体在极限条件下的强度，用实际工况压力来验算整个阀体内腔壁厚。将p₁＝9.35MPa带入式（1），其余参数不变，得到S≈30mm，小于阀体实际壁厚S_B＝48mm。由此确定，理论设计的壁厚满足工况所需强度要求。

    根据初步设计建立阀体模型，导入CFD软件。参数设置时将阀体法兰两端螺栓孔设为固定，在整个内腔表面加载静压力为9.35MPa的法向压力进行有限元模拟计算。

    阀体剖切面von　Mises（等效应力）应力云图见图1，阀体剖切面URES（合位移）位移云图见图2。

图1 阀体剖切面von　Mises（等效应力）应力云图

图2 阀体剖切面URES（合位移）位移云图

    从图1可以看出，最大应力的数值为171.49MPa，出现在上部主腔和管腔交界处，小于屈服应力253.1MPa，安全系数约为1.48，此数值小于阀体设计安全系数1.5，符合要求。

    从图2可以看出，最大合位移约为0.18mm，出现在阀体内腔底部，该位移量小于0.001DN（0.3mm），也符合设计要求。

    综合有限元模拟数据可知，初步设计的阀体壁厚完全满足实际的工作压力，其强度可靠。

    3 压降结构设计和模拟优化

    按实际工况p₁＝9.35MPa、p2＝0.4MPa、t＝40℃进行设计。经理论计算，初步设计为4级台阶孔的鼠笼结构，其结构示意图见图3。

图3 鼠笼降压结构

    采用CFD软件进行模拟验证，该算例中选用大涡（LES）模型。为简化模型，减少数值计算时间，选取一半模型进行模拟（若需计算阀门流量系数，按一半模型模拟后，结果乘以2可得），并将对称面设为Symmetry边界条件，管道壁面默认为无滑移固壁Wall边界条件。

    采用LES湍流模型计算脉动压力，其中压力-速度耦合方式均取为PISO，压力的离散格式取为PRESTO！，动量方程的离散格式取为BCD。

    经过分析计算，得到未加节流孔板对称面压力分布矢量图，见图4。

图4 未加节流孔板对称面压力分布矢量图

    从图4中可以看出，套筒内外压降较大，压力梯度变化明显，4级节流孔处有7.0MPa压差，由此导致节流孔处介质流动马赫数较大，产生很大噪音，并在节流后的阀体中腔形成较大的涡流，也由此产生了较大的噪音。为此，控制涡流强度是降低噪音的直接手段。

    为改善流场的分布，加大流阻系数，在阀门出口端加一个多孔节流板，采用如上同样的参数设置，数值计算后的加节流孔板后对称面压力分布矢量图见图5。

图5 加节流孔板后对称面压力分布矢量图

    从图5中可以看出：①在阀门出口增加节流孔板后，节流孔板处承担了一部分压降。节流板前α处静压力为2.73MPa，节流板后b处静压力为0.85MPa，实现1.9MPa左右压降。②阀中心节流处压降梯度缓解，4级台阶孔分担5.0MPa压降，这也使节流孔出口流速降低。③介质流经节流孔板，梳流的作用减少了涡的数量与强度。

    由此可见，节流孔板对于改善高压差流场有明显的效果。

    4 噪声预测

    当气体或蒸汽流过节流孔时，产生涡旋脱离声，其中在节流面最小处可能达到或超过声速，易形成冲击波、喷射流、涡旋流的凌乱流体及巨大冲击力，严重时会破坏管道。当气体介质流动受阻时，高速气体的迅速膨胀和突然减速以及流动气体方向的改变等都能造成紊流现象，大部分的能量能够转变成不损害阀门的气体动力噪声。

    模拟计算时，通过在轴向方向设置8个不同的点，来探测气流噪声强弱分布趋势。沿着管道中心，从进口到出口依次设置（原点位于阀芯中心与管道中心交点位置，“-”表示设置点在介质流出方向）：x₁＝0.69m、x₂＝0.193m、x₃＝0.125m、x₄＝0、x₅＝-0.125m、x₆＝-0.193m、x₇＝-0.511m、x₈＝-0.726m。

    经过模拟计算，可以得到沿x轴截面分布的8个不同点的声压级检测结果。出口无节流孔板和增加节流孔板时，最小开度下轴向设置点声压级分布曲线图见图6。

图6 最小开度下阀门轴向设置点声压级分布曲线图

    从图6中可以看出：①阀门中心产生的声压级在增加节流孔板后降低了约16dB。在保证流量系数的条件下，增加节流孔板后加大了阀门的流阻系数，就使得阀门的开度提高，增大节流面积，有效降低了阀门中心处节流孔的速度。②节流孔板处承担了一部分压降，阀门中心节流处的压降有所缓和，阀门振动强度也相应减弱，这在中心声压级的变化上得以体现。③噪声再经阀体壁厚的隔离作用和空间位置的辐射后，对工作人员的噪声污染也大幅降低了。

    5 结语

    阀门的降压效果与其阻尼大小是成正比的。当压差过高时，通过适当增大结构的阻尼或采用分级降压的理论，可实现压降及介质流速的减小，从而达到改善流场分布、降低振动强度以及削减噪音的节能目的。

    增大阻尼的方式有很多种，如增加节流孔板、采用多层套筒结构等。

    在保证节流面积的前提下，减小节流孔径，能起到很好的降噪效果。