隨著石化工業的快速發展，流體介質的輸送工況呈現出復雜化、多樣化的趨勢。調節閥在管線中起到節流控制的關鍵作用。為此，對閥門結構性能的要求也提到一個非常重視的程度。為了提高能耗比，流體控制設備逐步向大型化方向發展，大口徑高壓差調節閥需求也越來越多。目前，在閥門市場領域中，國產大口徑高壓調節閥的生產供給遠不能滿足逐步增長的市場需求，特別是針對特殊工況的高壓閥，客戶端的目光多轉向進口閥門。

　　相比一般的調節閥，大口徑高壓差調節閥具有公稱直徑較大、流量系數高以及伴隨著較大壓差的特點。真空技術網(http://bjjyhsfdc.com/)認為如果降壓結構設計不合理，不僅不能很好地滿足現場工況需求，而且會引起較大的噪聲和振蕩，對環境造成污染的同時，閥門的壽命也會大幅縮短。

　　文中對本公司設計生產的一臺ANSI900、DN300高壓差調節閥的實際工況進行了模擬計算，通過不同結構的噪聲衰減情況分析，提出了一種降壓結構的優化設計方案。

1、高壓調節閥簡介

　　ANSI900、DN300調節閥參數：公稱直徑300mm，公稱壓力ANSI900，流量系數Cv=240，介質為天然氣，介質溫度40℃;閥前壓力p1=9.35MPa，閥后壓力p2=0.4MPa，壓差值Δp=8.9MPa;閥體材質為ASTMA216(WCC)，相當于國產材料ZG270-485。

　　計算參數：計算壓力p按閥門公稱壓力，取p=15.0MPa，閥體中腔最大直徑Dn=382mm，許用壓力[σL]=82.0MPa。

2、閥體設計

　　2.1、厚度設計

　　閥體是閥門中最重要的零件之一，功能如下：①作為工作介質的流動通道。②承受工作介質壓力、溫度、沖蝕和腐蝕。③閥體內部構成一個空間，設置閥座，以容納啟閉件、閥桿等零件。④閥體端部設置連接結構，滿足閥門與管道系統安裝使用要求。⑤承受閥門啟閉載荷和在安裝使用過程中因溫度變化、振動、水擊等影響所產生的附加載荷。⑥閥門總裝配的基礎。

　　中、高壓閥體閥門壁厚采用以下公式計算：

　(1)

　　式中，S′B為閥門設計厚度;Dn為閥門計算內徑，mm;p為計算壓力，[σL]為材料在設計工況溫度下的許用拉應力，MPa;c為附加的裕量，mm。

　　將p=15.0MPa、Dn=382mm、[σL]=82MPa、c=10mm代入式(1)，得到S′B=43mm。設定SB為閥體實際厚度，取SB=48mm。

　　2.2 壁厚驗證

　　為驗證閥體在極限條件下的強度，用實際工況壓力來驗算整個閥體內腔壁厚。將p1=9.35MPa帶入式(1)，其余參數不變，得到S≈30mm，小于閥體實際壁厚SB=48mm。由此確定，理論設計的壁厚滿足工況所需強度要求。

　　根據初步設計建立閥體模型，導入CFD軟件。參數設置時將閥體法蘭兩端螺栓孔設為固定，在整個內腔表面加載靜壓力為9.35MPa的法向壓力進行有限元模擬計算。

　　閥體剖切面von　Mises(等效應力)應力云圖見圖1，閥體剖切面URES(合位移)位移云圖見圖2。

圖1 閥體剖切面von　Mises(等效應力)應力云圖

圖2 閥體剖切面URES(合位移)位移云圖

　　從圖1可以看出，最大應力的數值為171.49MPa，出現在上部主腔和管腔交界處，小于屈服應力253.1MPa，安全系數約為1.48，此數值小于閥體設計安全系數1.5，符合要求。

　　從圖2可以看出，最大合位移約為0.18mm，出現在閥體內腔底部，該位移量小于0.001DN(0.3mm)，也符合設計要求。

　　綜合有限元模擬數據可知，初步設計的閥體壁厚完全滿足實際的工作壓力，其強度可靠。

　　3 壓降結構設計和模擬優化

　　按實際工況p1=9.35MPa、p2=0.4MPa、t=40℃進行設計。經理論計算，初步設計為4級臺階孔的鼠籠結構，其結構示意圖見圖3。

圖3 鼠籠降壓結構

　　采用CFD軟件進行模擬驗證，該算例中選用大渦(LES)模型。為簡化模型，減少數值計算時間，選取一半模型進行模擬(若需計算閥門流量系數，按一半模型模擬后，結果乘以2可得)，并將對稱面設為Symmetry邊界條件，管道壁面默認為無滑移固壁Wall邊界條件。

　　采用LES湍流模型計算脈動壓力，其中壓力-速度耦合方式均取為PISO，壓力的離散格式取為PRESTO!，動量方程的離散格式取為BCD。

　　經過分析計算，得到未加節流孔板對稱面壓力分布矢量圖，見圖4。

圖4 未加節流孔板對稱面壓力分布矢量圖

　　從圖4中可以看出，套筒內外壓降較大，壓力梯度變化明顯，4級節流孔處有7.0MPa壓差，由此導致節流孔處介質流動馬赫數較大，產生很大噪音，并在節流后的閥體中腔形成較大的渦流，也由此產生了較大的噪音。為此，控制渦流強度是降低噪音的直接手段。

　　為改善流場的分布，加大流阻系數，在閥門出口端加一個多孔節流板，采用如上同樣的參數設置，數值計算后的加節流孔板后對稱面壓力分布矢量圖見圖5。

圖5 加節流孔板后對稱面壓力分布矢量圖

　　從圖5中可以看出：①在閥門出口增加節流孔板后，節流孔板處承擔了一部分壓降。節流板前α處靜壓力為2.73MPa，節流板后b處靜壓力為0.85MPa，實現1.9MPa左右壓降。②閥中心節流處壓降梯度緩解，4級臺階孔分擔5.0MPa壓降，這也使節流孔出口流速降低。③介質流經節流孔板，梳流的作用減少了渦的數量與強度。

　　由此可見，節流孔板對于改善高壓差流場有明顯的效果。

4、噪聲預測

　　當氣體或蒸汽流過節流孔時，產生渦旋脫離聲，其中在節流面最小處可能達到或超過聲速，易形成沖擊波、噴射流、渦旋流的凌亂流體及巨大沖擊力，嚴重時會破壞管道。當氣體介質流動受阻時，高速氣體的迅速膨脹和突然減速以及流動氣體方向的改變等都能造成紊流現象，大部分的能量能夠轉變成不損害閥門的氣體動力噪聲。

　　模擬計算時，通過在軸向方向設置8個不同的點，來探測氣流噪聲強弱分布趨勢。沿著管道中心，從進口到出口依次設置(原點位于閥芯中心與管道中心交點位置，“-”表示設置點在介質流出方向)：x1=0.69m、x2=0.193m、x3=0.125m、x4=0、x5=-0.125m、x6=-0.193m、x7=-0.511m、x8=-0.726m。

　　經過模擬計算，可以得到沿x軸截面分布的8個不同點的聲壓級檢測結果。出口無節流孔板和增加節流孔板時，最小開度下軸向設置點聲壓級分布曲線圖見圖6。

圖6 最小開度下閥門軸向設置點聲壓級分布曲線圖

　　從圖6中可以看出：①閥門中心產生的聲壓級在增加節流孔板后降低了約16dB。在保證流量系數的條件下，增加節流孔板后加大了閥門的流阻系數，就使得閥門的開度提高，增大節流面積，有效降低了閥門中心處節流孔的速度。②節流孔板處承擔了一部分壓降，閥門中心節流處的壓降有所緩和，閥門振動強度也相應減弱，這在中心聲壓級的變化上得以體現。③噪聲再經閥體壁厚的隔離作用和空間位置的輻射后，對工作人員的噪聲污染也大幅降低了。

5、結語

　　閥門的降壓效果與其阻尼大小是成正比的。當壓差過高時，通過適當增大結構的阻尼或采用分級降壓的理論，可實現壓降及介質流速的減小，從而達到改善流場分布、降低振動強度以及削減噪音的節能目的。

　　增大阻尼的方式有很多種，如增加節流孔板、采用多層套筒結構等。

　　在保證節流面積的前提下，減小節流孔徑，能起到很好的降噪效果。

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