高温高压蒸汽疏水阀消声器设计

通过对高温高压蒸汽疏水阀流体激振特性的分析，结合现场情况，设计选用节流降压消声器。分析知，产生振动、噪声的诱因主要是节流口处产生的高压降，因此利用节流降压的消声原理通过多级节流层串联把原来蒸汽的高压降逐级分散成若干个小的压降，即由压强突变改为压强渐变。声波在每一空腔经过节流孔后进入另一空腔，每级降压后的流体在扩展 面上得以完全膨胀，声能得以充分消耗，从而得到较大的消声量。

一、确定高温高压蒸汽疏水阀消声器节流级数

消声器的节流降压级数由所需压降决定，级数过多，消声器结构复杂、不易加工；级数过小，消声效果 明显。因此要合理、适当选取降压级数。过热蒸汽在消声器中的节流降压可视为等焓过程，各级压强可按几何级数下降关系确定，即：Pn=Ps.qn

式中：Pn为第n级节流后的压强；Ps为第一级节流前的压强；q为压降比，且q小于等于1，对于过热蒸汽q取为0.546；n为节流级数。

二、确定高温高压蒸汽疏水阀消声器各级通流截面积

消声器的通流截面积可根据气态方程、连续性方程和临界流速公式求得，第一级通流截面积计算式为：

式中：S1为节流降压第一级流通面积，cm2；C为不同介质修正系数，过热蒸汽C取为13.4；u为保证气流流量的截面修正系数，工程上通常取1.2-2；G为蒸汽流量，t/h；V1为第一级节流前蒸汽比容，m3/kg；第一级通流面积确定后，其余各级通流面积可按与比容成正比的关系确定，工程上简化计算式为：

为了不影响蒸汽的排放量，消声器的各级节流孔板不但应有足够的通流面积，还应有充足的扩容腔，通常每级开孔总通流面积应大于前一级通流面积的1.5倍-２倍，并且要求实际设计的节流面积与计算的节流面积误差小于５％。

三、确定高温高压蒸汽疏水阀消声器节流孔数

节流孔数由所需的通流面积和节流孔的直径决。对于节流装置，孔径一般在10ｍｍ～30ｍｍ之间选取，但在工程实际中，以不超过10ｍｍ为宜，根据节流降压原理，所设计各级节流孔的孔径应逐级减小且每一级节流孔应均匀、对称分布。根据加工需要，消声器各级节流层的实际孔数可能略有增加，但对计算结果没有影响。

四、确定高温高压蒸汽疏水阀节流孔的孔心距及节流层间距

孔心距由孔径比和孔径的乘积确定，在生产实际应用中，孔心距通常取孔径的5倍-10倍，为了避免蒸汽扩散后再汇合成大的喷注噪声而产生混合喷注噪 声，孔心距可取更大。

相邻节流层的间距应大于15倍的孔径，以保证节流后的流体有足够的扩容腔，从而避免产生的二次噪声通过下一级小孔传播出去，同时保证消声器的安全性。

五、确定高温高压蒸汽疏水阀节流降压消声器参数

节流降压消声器必须有足够的强度和好的加工质量，因此材料选用1Cr18Ni9Ti奥氏体不锈钢板，其壁厚须满足消声器周向及轴向应力设计要求。由于消声器在阀体中的位置受到限制，不能保证有足够的通流截面积和扩容腔，但为了避免产生二次噪声，保证有较好的消声效果，本消声器将节流层的小孔分布为正三角形列阵，使相临列的小孔有相同旋转角度，即后一列相对于前一列旋转60度，从而形成由各列小孔组合而成的螺旋孔，使通过消声器的蒸汽介质形成螺旋流，进而增加了声波反射和声能损耗，这样既满足了蒸汽疏水阀整体结构又保证了有足够的流体扩容腔。

图1 消声器示意图

消声器三维造型如图1，该结构既利用了孔口消能，又利用了螺旋流消能。通过能量守恒计算得到进入消声器的流体压强为6.05MPa，同时利用给定的流量、温度等参数，确定消声器的结构设计参数如表1示。

表1节流降压消声器各设计参数

注：各级节流层的小孔均按正三角形错列排布