隨著石化工業的迅速進展，流體媒介的輸送工況閃現出復雜化、多樣化的發展方向。調節閥在管線中起到節流扼制的關鍵效用。為此，對閥門結構性能的要求也提到一個十分看得起的程度。為了增長能耗比，流體扼制設施逐層向大型化方向進展，大口徑高壓差調節閥需要也越來越多。到現在為止，在閥經營零售的店面場領域中，國產大口徑高壓調節閥的出產提供遠不可以滿意逐層提高的市場需要，尤其是針對特別工況的高壓閥，客戶端的視線多轉向進口閥門。

  相形普通的調節閥，大口徑高壓差調節閥具備公稱直徑較大、流量系數高以及隨同著較大壓差的獨特的地方。假如降壓結構預設不符合理，不止不可以美好地滿意在場工況需要，并且會引動較大的噪聲和振動，對背景導致污染的同時，閥門的生存的年限也會大幅縮減。

  文中對本企業預設出產的一臺ANSI900、DN300高壓差調節閥的實際工況施行了摹擬計算，經過不一樣結構的噪聲衰減事情狀況剖析，提出了一種降壓結構的優化預設方案。

  1 高壓調節閥簡介

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

  計算參變量：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[L]＝82.0MPa。

  2 閥體預設

  2.1 厚度預設

  閥體是閥門中最關緊的零件之一，功能如下所述：①作為辦公媒介的流動通道。②承擔辦公媒介壓力、溫度、沖蝕和腐蝕。③閥體內里構成一個空間，設置閥座，以容受啟閉件、閥桿等零件。④閥體端部設置連署結構，滿意閥門與管道系統安裝運用要求。⑤承擔閥門啟閉負荷和在安裝運用過程中因溫度變動、振蕩、水擊等影響所萌生的附帶加上負荷。⑥閥門總裝配的基礎。

  中、高壓閥體閥門壁厚認為合適而使用以下公式計算：

  （1）

&青銅閥門emsp; 式中，S′B為閥門預設厚度；Dn為閥門計算內徑，mm；p為計算壓力，［L］為材料在預設工況溫度下的許用拉應力，MPa；c為附帶加上的裕量，mm。

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

  2.2 壁厚證驗

  為證驗閥體在極限條件下的強度，用實際工況壓力來驗算整個兒閥體內腔壁厚。將p1＝9.35MPa帶入式（1），剩下參變量未變，獲得S≈30mm，小于閥體實際壁厚SB＝48mm。由此確認，理論預設的壁厚滿意工況所需強度要求。

  依據開始階段的預設樹立閥體板型，導入CFD軟件。參變量設置時將閥體法蘭兩端螺釘孔設為固定，在整個兒內腔外表加載靜壓力為9.35MPa的法向壓力施行有限元摹擬計算。

  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，最大應力的數字為171.49MPa，顯露出來在上部主腔和管腔兩地相連處，小于屈撓應力253.1MPa，安全程度約為1.48，此數字小于閥體預設安全程度1.5，合乎要求。

  從圖2可以看出，最大合位移約為0.18mm，顯露出來在閥體內腔底部，該位移量小于0.001DN（0.3mm），也合乎預設要求。

  綜合有限元摹擬數值可知，開始階段的預設的閥體壁厚絕對滿意實際的辦公壓力，其強度靠得住。

  3 壓降結構預設和摹擬優化

  按實際工況p1＝9.35MPa、p2＝0.4MPa、t＝40℃施行預設。經理論計算，開始階段的預設為4級階梯孔的鼠籠結構，其結構概況圖見圖3。

  圖3 鼠籠降壓結構

  認為合適而使用CFD軟件施行摹擬證驗，該算例入選用大渦（LES）板型。為簡化板型，減損數字計算時間，選取二分之一板型施行摹擬（若需計算閥門流量系數，按二分之一板型摹擬后，最后結果乘以2可得），并將對稱面設為Symmetry邊界條件，管道壁面默許為無滑移固壁Wall邊界條件。

  認為合適而使用LES湍流板型計算脈動壓力，那里面壓力-速度耦合形式均取為PISO，壓力的失散款式取為PRESTO！，動量方程的失散款式取為BCD。

  經不為己甚析計算，獲得未加節流孔板對稱面壓力散布向量圖，見圖4。

  圖4 未加節流孔板對稱面壓力散布向量圖

  從圖4中可以看出，套筒里外壓降較大，壓力梯度變動表面化，4級節流孔處有7.0MPa壓差，由此造成節流孔處媒介流動mach數較大，萌生非常大噪音，并在節流后的閥體中腔形成較大的渦電流，也由此萌生了較大的噪音。為此，扼制渦電流強度是減低噪音的直接替段。

  為改善流場的散布，加大流阻系數，在閥門出口端加一個多孔節流板，認為合適而使用如上所述一樣的參變量設置，數字計算后的加節流孔板后對稱面壓力散布向量圖見圖5。

  圖5 加節流孔板后對稱面壓力散布向量圖

  從圖5中可以看出：①在閥門出口增加節流孔板后，節流孔板處承受了一小批壓降。節流板前處靜壓力為2.73MPa，節流板后b處靜壓力為0.85MPa，成功實現1.9MPa左右壓降。②閥核心節流處壓降梯度緩解，4級階梯孔分擔5.0MPa壓降，這也外交代表流孔出口流速減低。③媒介流經節流孔板，梳流的效用減損了渦的數目與強度。

  由此可見，節流孔板對于改善高壓差流場有表面化的效果。

  4 噪聲預先推測

  當氣體或蒸汽流過節流孔時，萌生渦旋擺脫聲，那里面在節流面最小處有可能達到或超過聲速，易形成沖擊波、噴噴射的流體、渦旋流的不整齊流體及很大沖擊力，嚴重特殊情況毀傷管道。當氣體媒介流動受阻時，高速氣體的迅疾膨脹和忽然降低速度以及流生氣體方向的變更等都能導致紊流現象，大多的能+羭縷能夠轉成為不損害到閥門的氣體動力噪聲。

  摹擬計算時，經過在軸向方向設置8個不一樣的點，來探量觀測氣流噪聲強弱散布發展方向。沿著管道核心，從進口到出口順次設置（原點位于閥芯核心與管道核心相交的點位置，“-”表達設置點在媒介流出方向）：x1＝0.69m、x2＝0.193m、x3＝0.125m、x4＝0、x5＝-0.125m、x6＝-不銹鋼閥門0.193m、x7＝-0.511m、x8＝-0.726m。

  通過摹擬計算，可以獲得沿x軸剖面散布的8個不一樣點的聲級檢驗測定最后結果。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級散布曲線圖見圖6。

  圖6 最小開度下閥門軸向設置點聲級散布曲線圖

  從圖6中可以看出：①閥門核心萌生的聲級在增加節流孔板后減低了約16dB。在保障流量系數的條件下，增加節流孔板后加大了閥門的流阻系數，就要得閥門的開度增長，增大節流平面或物體表面的大小，管用減低了閥門核心處節流孔的速度。②節流孔板處承受了一小批壓降，閥門核心節流處的壓降有所緩和，閥門振蕩強度也相應減弱，這在核心里話壓級的變動上得以表現出來。③噪聲再經閥體壁厚的隔離效用和空間位置的輻射后，對辦公擔任職務的人的噪聲污染也大幅減低了。

  5 結束語

  閥門的降壓效果與其阻尼體積是成正比的。當壓差過高時，經過合適增大結構的阻尼或認為合適而使用分級降壓的理論，可成功實現壓降及媒介流速的減小，因此達到改善流場散布、減低振蕩強度以及削減噪音的節能目標。

  增大阻尼的形式有眾多種，如增加節流孔板、認為合適而使用多層套筒結構等。

  在保障節流平面或物體表面的大小的前提下，減小節流孔徑，能起到美好的降噪效果。