表前調壓器優化設計分析

葉德才，陳 浩，謝尚鵬，胡 敬，林天齊

(1.浙江蒼南儀表集團東星能源科技有限公司，浙江 溫州 325800；2.中國市政工程華北設計研究總院有限公司，天津 300384；3.國家燃氣用具質量檢驗控制中心，天津 300384)

0 引言

基于北方農村“煤改氣”的推廣、國內新農村建設、城市商業用氣、高層建筑用氣附加壓頭的現狀，表前調壓器的使用越來越多。

表前調壓器從結構原理上分為杠桿式和內平衡式兩種。按照國家標準GB 27790—2020[1]和城鎮燃氣設計規范GB 50028—2006[2]的相關要求，表前調壓器一般使用工況為入口壓力范圍(p1)5～20 kPa、出口壓力設定值(p2s)2.16 kPa、流量范圍1～6 m3/h、穩壓精度等級最高AC15、關閉壓力精度等級最高SG25[3]。經過國家燃氣器具監督檢驗中心對兩種表前調壓器的測試，內平衡式表前調壓器的各項關鍵性能優于杠桿式表前調壓器[4]。

目前，國內使用的表前調壓器分為國產產品和進口產品。國產產品由于受到經濟條件的限制，普遍采用杠桿式設計。經過對杠桿式表前調壓器性能的測試，杠桿式表前調壓器因閥口直徑小、杠桿比大，存在穩壓精度低、關閉壓力大、流量小、抗污能力差[5]、安全性不高的缺點，易受p1的變化影響[6]，適用于大壓差、小開度的使用環境及投資有限的場合[7]。進口表前調壓器以日本、英國和美國產品為主，大多采用內平衡式設計，價格昂貴。經過對內平衡式表前調壓器的性能測試發現，其因平衡膜片與閥口受力面積不匹配，存在穩壓精度低、關閉壓力大的缺點。

因此，無論是杠桿式表前調壓器還是內平衡式表前調壓器，均須加以優化設計，以滿足不斷擴大的市場需求。

為了改進兩種表前調壓器存在的缺點，本文經過對兩種表前調壓器在結構原理、力平衡關系、性能優化因素、關鍵參數優化設計等方面的詳細分析，提出兩種表前調壓器的優化設計方案。方案一通過合理增加閥口直徑、減小杠桿比，改善杠桿式表前調壓器的穩壓精度、關閉壓力和流量。方案二通過上部固定平衡膜片的壓板設計成內側帶斜度的結構、平衡膜片圓弧部分增加余量，以增大平衡膜片的有效受力面積，從而改善內平衡式表前調壓器的穩壓精度和關閉壓力。

1 結構原理分析

表前調壓器主要由閥體、閥口、閥口墊、閥桿、主膜片及彈簧等組成[8]。兩種表前調壓器都是自力式調壓器，出口壓力p2作用在主膜片上。p2與主膜片另一側的彈簧力相平衡。表前調壓器工作原理為：當p2增大時，主膜片向上運動，帶動閥桿向上運動，使閥口開度變小，從而減少入口的供氣量，減小p2；反之，當p2減小時，主膜片向下運動，帶動閥桿向下運動，使閥口開度變大，從而增大入口的供氣量，使p2增大。也就是說，表前調壓器根據p2的變化來控制閥口開度。閥口開度的大小直接影響入口的供氣量，從而改變p2[9]。內平衡式表前調壓器比杠桿式表前調壓器多一個平衡膜片。平衡膜片可以減小p1對表前調壓器穩壓精度、關閉壓力的影響。

杠桿式表前調壓器結構如圖1所示。

圖1 杠桿式表前調壓器結構圖

內平衡式表前調壓器結構如圖2所示。

圖2 內平衡式表前調壓器結構圖

2 杠桿式表前調壓器優化設計分析

2.1 杠桿式表前調壓器力平衡關系分析

杠桿式表前調壓器力平衡關系如圖3所示。杠桿式表前調壓器存在水平和豎直兩個方向的力平衡關系。

圖3 杠桿式表前調壓器力平衡關系

水平方向力平衡關系為：

F1=F4

(1)

式中：F1為入口壓力對推桿作用力，N；F4為主膜片通過杠桿機構對閥桿作用力，N。

(2)

式中：p1為調壓器入口壓力，Pa；d1為調壓器閥口直徑，m。

豎直方向力平衡關系為：

F3=W+F2+F5

(3)

式中：F3為出口壓力對閥桿作用力，N；F2為彈簧對閥桿作用力，N；F5為入口壓力對閥桿作用力，N；W為彈簧、主膜片及其他連接件的重力，N。

F5b2=F4b1

(4)

式中：b2為杠桿長臂的長度；b1為杠桿短臂的長度。

W=mg

(5)

式中：m為彈簧、主膜片及其他連接件的質量，kg；g為重力加速度，m/s2。

(6)

式中：b為杠桿比。

F2=k(Δl-ab)

(7)

式中：k為彈簧剛度，N·m-1；Δl為彈簧預壓縮量，m；a為閥口開度，m。

(8)

式中：p2為出口壓力，Pa；D為主膜片直徑，m。

由式(1)～式(8)，可得p2：

(9)

由式(9)可知，p2的變化與a成反比。當a=0時，調壓器瞬時關閉壓力p′2與p1成正比、與b成反比。

(10)

式中：Δp為出口壓損，Pa。

ΔF=kΔl

(11)

式中：ΔF為彈簧力損，N。

Δl=ab

(12)

(13)

式中： ΔA為穩壓精度偏差；p2s為出口壓力設定值，Pa。

由式(10)～式(13)，可得ΔA：

(14)

由式(14)可知，ΔA與b和a的乘積成正比。隨著a、b值的增大，ΔA也相應增大。

2.2 杠桿式表前調壓器優化設計方案

2.2.1 杠桿式表前調壓器性能優化因素分析

杠桿式表前調壓器優化設計的目的是提高穩壓精度和增大流量。由式(9)可知，p2與調壓器結構參數(彈簧剛度、主膜片直徑、杠桿比和閥口開度、閥口直徑、彈簧、主膜片及其他連接件的質量)有關。為了遵循盡可能減少對原有產品設計進行調整的原則，本文只討論針對杠桿比和閥口直徑進行優化設計。基于滿足最大入口壓力p1max下實現關閉的前提，通過適當增加閥口直徑、減小杠桿比，使杠桿式表前調壓器達到最佳設計效果。

2.2.2 杠桿式表前調壓器關鍵參數優化設計分析

根據以上對杠桿式表前調壓器的優化設計思路，增大閥口直徑、減小杠桿比，進行受力分析，并對比計算得到的結果，從而驗證以上論點及優化設計方案。

本文選取三款杠桿式表前調壓器產品。產品1為優化設計前；產品2和產品3為優化設計后。三款產品具有以下相同參數：a為0.000～0.002 m;k為245 N·m-1;D為0.085 m;p1為10 000 Pa;p2為2 160 Pa。三款產品不同關鍵參數如表1所示。

表1 三款產品不同關鍵參數

將表1中不同關鍵參數及其他相同參數分別代入式(9)，得到產品2和產品3的瞬時關閉壓力差值Δp′2為-0.014 76 kPa。通過分析可知，在保持閥口直徑、彈簧剛度及主膜片直徑不變的情況下，增大杠桿比可有效降低杠桿式表前調壓器關閉壓力。

將表1中不同關鍵參數及其他相同參數分別代入式(11)、式(14)。閥口全開時的ΔF與p2的關系如表2所示。

表2 閥口全開時的ΔF與p2的關系

通過分析表2可知，在保持閥口開度、彈簧剛度及主膜片直徑不變的情況下，減小杠桿比后，彈簧力損失和穩壓精度偏差均有明顯改善。

綜上所述，杠桿式表前調壓器優化設計方案是增大閥口直徑、減小杠桿比，從而提高其穩壓精度并增大流量。

3 內平衡式表前調壓器優化設計分析

3.1 內平衡式表前調壓器力平衡關系分析

內平衡式表前調壓器力平衡關系如圖4所示。內平衡式表前調壓器內部只存在一個軸向的力平衡關系。

圖4 內平衡式表前調壓器力平衡關系

在閥桿豎直方向的主要受力如下：

F1+F2=W+F3+F4

(15)

(16)

F2=k(Δl-a)

(17)

(18)

(19)

式中：d2為平衡膜片直徑，m。

W=mg

(20)

由式(15)～式(20)可得：

(21)

由式(21)可知，當d1和d2近似相等時，p2的變化只與a成反比，與p1無關。

ΔF=kl

(22)

l=a

(23)

由式(21)～式(23),可得：

(24)

由式(24)可知，ΔA與a成正比。隨著a值的增大，ΔA也相應增大。

由以上分析可知，內平衡式表前調壓器降低了杠桿式p2受p1及b的影響程度，明顯提升了穩壓精度。

3.2 內平衡式表前調壓器優化設計方案

3.2.1 內平衡式表前調壓器性能優化因素分析

選取兩款內平衡式表前調壓器產品4和產品5。兩款產品基本尺寸、關鍵部件尺寸(閥口直徑、主皮膜直徑)完全一致，但平衡膜片直徑與閥口直徑不一致。其中：產品4的平衡膜片直徑為0.019 m、閥口直徑為0.019 m；產品5的平衡膜片直徑為0.022 m、閥口直徑為0.019 m。在相同出口壓力設定情況下，兩款產品靜特性曲線[10]如圖5所示。圖5中：曲線1表示p=5 kPa;曲線2表示p1=10 kPa;曲線3表示p1=15 kPa;+A表示穩壓精度上限；-A表示穩壓精度下限。

圖5 兩款產品靜特性曲線圖

由圖5可知：產品4的p2隨著入口壓力的升高(由5 kPa升高至15 kPa)而大幅降低，三條靜特性曲線比較離散，穩壓精度低；產品5的p2受入口壓力變化較小，三條靜特性曲線比較緊湊，穩壓精度高。

由此可知，平衡膜片直徑與閥口直徑不匹配(d1

結合式(21)可知，在理想狀態(d1=d2)下，內平衡式表前調壓器的p2與p1無關，但實際產品在設計和制造過程中往往造成d1≠d2。當d1>d2時，p2與p1成正比。當d1

經過分析可知，內平衡式表前調壓器優化設計的關鍵在于d2須大于d1，使p2與p1無關，從而提高內平衡式的穩壓精度。

3.2.2 內平衡式表前調壓器關鍵參數優化設計分析

結合式(21)可知，當閥口打開(a>0)時，盡可能保證d1=d2，p2與p1無關，只與a有關。當閥口關閉時(a=0)，應盡可能保證受力變形后的平衡膜片直徑d′2大于d1，使閥口關閉緊密，從而降低關閉壓力。

閥口直徑與平衡膜片直徑關系如圖6所示。

圖6 閥口直徑與平衡膜片直徑關系圖

優化設計方案如下。上部固定平衡膜片的壓板設計成內側帶斜度的結構，平衡膜片圓弧部分增加余量。當閥口關閉時，受p1充氣影響，平衡膜片處于最高位置，原本松馳的部分被充滿并頂壓，平衡膜片圓弧外側與壓板的斜面接觸。這會使平衡膜片圓弧受力中心線向外偏移，從而獲得更大的有效受力面積，提高關閉性能。

綜上所述，優化設計方案通過將上部固定平衡膜片的壓板設計成內側帶斜度的結構、在平衡膜片圓弧部分增加余量，增大平衡膜片的有效受力面積，從而改善內平衡式表前調壓器的穩壓精度和關閉壓力。

優化設計如圖7所示。

圖7 優化設計示意圖

4 結論

本文通過對兩種結構表前調壓器在結構原理、力平衡關系、性能優化因素、關鍵參數優化設計等方面的詳細分析，以及優化設計前后產品實驗室測試、數據對比，得出優化設計方案。優化方案具體為：通過合理增加閥口直徑、減小杠桿比，改善杠桿式表前調壓器的穩壓精度、關閉壓力和流量；通過將上部固定平衡膜片的壓板設計成內側帶斜度的結構、平衡膜片圓弧部分增加余量，以增大平衡膜片的有效受力面積，從而改善內平衡式表前調壓器的穩壓精度和關閉壓力。

無論是杠桿式表前調壓器還是內平衡式表前調壓器，通過以上優化設計方案制造的樣機經實驗室測試，都提高了穩壓精度、增加了流量、降低了關閉壓力。該設計滿足了我國對安全、經濟的表前調壓器產品的實際需求。