大口徑高壓差調節閥設計
隨著(zhù)石化工業(yè)的快速發(fā)展，流體介質(zhì)的輸送工況呈現出復雜化、多樣化的趨勢。調節閥在管線(xiàn)中起到節流控制的關(guān)鍵作用。為此，對閥門(mén)結構性能的要求也提到一個(gè)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(fā)展，大口徑高壓差調節閥需求也越來(lái)越多。目前，在閥門(mén)市場(chǎng)領(lǐng)域中，國產(chǎn)大口徑高壓調節閥的生產(chǎn)供給遠不能滿(mǎn)足逐步增長(cháng)的市場(chǎng)需求，特別是針對特殊工況的高壓閥，客戶(hù)端的目光多轉向進(jìn)口閥門(mén)。
相比一般的調節閥，大口徑高壓差調節閥具有公稱(chēng)直徑較大、流量系數高以及伴隨著(zhù)較大壓差的特點(diǎn)。真空技術(shù)網(wǎng)(http://likelearn.cn/)認為如果降壓結構設計不合理，不僅不能很好地滿(mǎn)足現場(chǎng)工況需求，而且會(huì )引起較大的噪聲和振蕩，對環(huán)境造成污染的同時(shí)，閥門(mén)的壽命也會(huì )大幅縮短。
文中對本公司設計生產(chǎn)的一臺ANSI900、DN300高壓差調節閥的實(shí)際工況進(jìn)行了模擬計算，通過(guò)不同結構的噪聲衰減情況分析，提出了一種降壓結構的優(yōu)化設計方案。
1、高壓調節閥簡(jiǎn)介
ANSI900、DN300調節閥參數：公稱(chēng)直徑300mm，公稱(chēng)壓力ANSI900，流量系數Cv=240，介質(zhì)為天然氣，介質(zhì)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(zhì)為ASTMA216(WCC)，相當于國產(chǎn)材料ZG270-485。
計算參數：計算壓力p按閥門(mén)公稱(chēng)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(mén)中最重要的零件之一，功能如下：①作為工作介質(zhì)的流動(dòng)通道。②承受工作介質(zhì)壓力、溫度、沖蝕和腐蝕。③閥體內部構成一個(gè)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(mǎn)足閥門(mén)與管道系統安裝使用要求。⑤承受閥門(mén)啟閉載荷和在安裝使用過(guò)程中因溫度變化、振動(dòng)、水擊等影響所產(chǎn)生的附加載荷。⑥閥門(mén)總裝配的基礎。
中、高壓閥體閥門(mén)壁厚采用以下公式計算：
(1)式中，S′B為閥門(mén)設計厚度;Dn為閥門(mén)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(shí)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(shí)際工況壓力來(lái)驗算整個(gè)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(shí)際壁厚SB=48mm。由此確定，理論設計的壁厚滿(mǎn)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(shí)將閥體法蘭兩端螺栓孔設為固定，在整個(gè)內腔表面加載靜壓力為9.35MPa的法向壓力進(jìn)行有限元模擬計算。
閥體剖切面von Mises(等效應力)應力云圖見(jiàn)圖1，閥體剖切面URES(合位移)位移云圖見(jiàn)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(mǎn)足實(shí)際的工作壓力，其強度可靠。
3 壓降結構設計和模擬優(yōu)化
按實(shí)際工況p1=9.35MPa、p2=0.4MPa、t=40℃進(jìn)行設計。經(jīng)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(jiàn)圖3。
圖3 鼠籠降壓結構
采用CFD軟件進(jìn)行模擬驗證，該算例中選用大渦(LES)模型。為簡(jiǎn)化模型，減少數值計算時(shí)間，選取一半模型進(jìn)行模擬(若需計算閥門(mén)流量系數，按一半模型模擬后，結果乘以2可得)，并將對稱(chēng)面設為Symmetry邊界條件，管道壁面默認為無(wú)滑移固壁Wall邊界條件。
采用LES湍流模型計算脈動(dòng)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(dòng)量方程的離散格式取為BCD。
經(jīng)過(guò)分析計算，得到未加節流孔板對稱(chēng)面壓力分布矢量圖，見(jiàn)圖4。
圖4 未加節流孔板對稱(chēng)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(zhì)流動(dòng)馬赫數較大，產(chǎn)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(chǎn)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(chǎng)的分布，加大流阻系數，在閥門(mén)出口端加一個(gè)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(chēng)面壓力分布矢量圖見(jiàn)圖5。
圖5 加節流孔板后對稱(chēng)面壓力分布矢量圖
從圖5中可以看出：①在閥門(mén)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(shí)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(zhì)流經(jīng)節流孔板，梳流的作用減少了渦的數量與強度。
由此可見(jiàn)，節流孔板對于改善高壓差流場(chǎng)有明顯的效果。
4、噪聲預測
當氣體或蒸汽流過(guò)節流孔時(shí)，產(chǎn)生渦旋脫離聲，其中在節流面最小處可能達到或超過(guò)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(shí)會(huì )破壞管道。當氣體介質(zhì)流動(dòng)受阻時(shí)，高速氣體的迅速膨脹和突然減速以及流動(dòng)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(mén)的氣體動(dòng)力噪聲。
模擬計算時(shí)，通過(guò)在軸向方向設置8個(gè)不同的點(diǎn)，來(lái)探測氣流噪聲強弱分布趨勢。沿著(zhù)管道中心，從進(jìn)口到出口依次設置(原點(diǎn)位于閥芯中心與管道中心交點(diǎn)位置，“-”表示設置點(diǎn)在介質(zhì)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(jīng)過(guò)模擬計算，可以得到沿x軸截面分布的8個(gè)不同點(diǎn)的聲壓級檢測結果。出口無(wú)節流孔板和增加節流孔板時(shí)，最小開(kāi)度下軸向設置點(diǎn)聲壓級分布曲線(xiàn)圖見(jiàn)圖6。
圖6 最小開(kāi)度下閥門(mén)軸向設置點(diǎn)聲壓級分布曲線(xiàn)圖
從圖6中可以看出：①閥門(mén)中心產(chǎn)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(mén)的流阻系數，就使得閥門(mén)的開(kāi)度提高，增大節流面積，有效降低了閥門(mén)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(mén)中心節流處的壓降有所緩和，閥門(mén)振動(dòng)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(jīng)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(yǔ)
閥門(mén)的降壓效果與其阻尼大小是成正比的。當壓差過(guò)高時(shí)，通過(guò)適當增大結構的阻尼或采用分級降壓的理論，可實(shí)現壓降及介質(zhì)流速的減小，從而達到改善流場(chǎng)分布、降低振動(dòng)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。
更多調節閥相關(guān)技術(shù)文章：http://likelearn.cn/tiaojiefa/。
