表前调压器优化设计分析

叶德才，陈 浩，谢尚鹏，胡 敬，林天齐

(1.浙江苍南仪表集团东星能源科技有限公司，浙江 温州 325800；2.中国市政工程华北设计研究总院有限公司，天津 300384；3.国家燃气用具质量检验控制中心，天津 300384)

0 引言

基于北方农村“煤改气”的推广、国内新农村建设、城市商业用气、高层建筑用气附加压头的现状，表前调压器的使用越来越多。

表前调压器从结构原理上分为杠杆式和内平衡式两种。按照国家标准GB 27790—2020[1]和城镇燃气设计规范GB 50028—2006[2]的相关要求，表前调压器一般使用工况为入口压力范围(p1)5～20 kPa、出口压力设定值(p2s)2.16 kPa、流量范围1～6 m3/h、稳压精度等级最高AC15、关闭压力精度等级最高SG25[3]。经过国家燃气器具监督检验中心对两种表前调压器的测试，内平衡式表前调压器的各项关键性能优于杠杆式表前调压器[4]。

目前，国内使用的表前调压器分为国产产品和进口产品。国产产品由于受到经济条件的限制，普遍采用杠杆式设计。经过对杠杆式表前调压器性能的测试，杠杆式表前调压器因阀口直径小、杠杆比大，存在稳压精度低、关闭压力大、流量小、抗污能力差[5]、安全性不高的缺点，易受p1的变化影响[6]，适用于大压差、小开度的使用环境及投资有限的场合[7]。进口表前调压器以日本、英国和美国产品为主，大多采用内平衡式设计，价格昂贵。经过对内平衡式表前调压器的性能测试发现，其因平衡膜片与阀口受力面积不匹配，存在稳压精度低、关闭压力大的缺点。

因此，无论是杠杆式表前调压器还是内平衡式表前调压器，均须加以优化设计，以满足不断扩大的市场需求。

为了改进两种表前调压器存在的缺点，本文经过对两种表前调压器在结构原理、力平衡关系、性能优化因素、关键参数优化设计等方面的详细分析，提出两种表前调压器的优化设计方案。方案一通过合理增加阀口直径、减小杠杆比，改善杠杆式表前调压器的稳压精度、关闭压力和流量。方案二通过上部固定平衡膜片的压板设计成内侧带斜度的结构、平衡膜片圆弧部分增加余量，以增大平衡膜片的有效受力面积，从而改善内平衡式表前调压器的稳压精度和关闭压力。

1 结构原理分析

表前调压器主要由阀体、阀口、阀口垫、阀杆、主膜片及弹簧等组成[8]。两种表前调压器都是自力式调压器，出口压力p2作用在主膜片上。p2与主膜片另一侧的弹簧力相平衡。表前调压器工作原理为：当p2增大时，主膜片向上运动，带动阀杆向上运动，使阀口开度变小，从而减少入口的供气量，减小p2；反之，当p2减小时，主膜片向下运动，带动阀杆向下运动，使阀口开度变大，从而增大入口的供气量，使p2增大。也就是说，表前调压器根据p2的变化来控制阀口开度。阀口开度的大小直接影响入口的供气量，从而改变p2[9]。内平衡式表前调压器比杠杆式表前调压器多一个平衡膜片。平衡膜片可以减小p1对表前调压器稳压精度、关闭压力的影响。

杠杆式表前调压器结构如图1所示。

图1 杠杆式表前调压器结构图

内平衡式表前调压器结构如图2所示。

图2 内平衡式表前调压器结构图

2 杠杆式表前调压器优化设计分析

2.1 杠杆式表前调压器力平衡关系分析

杠杆式表前调压器力平衡关系如图3所示。杠杆式表前调压器存在水平和竖直两个方向的力平衡关系。

图3 杠杆式表前调压器力平衡关系

水平方向力平衡关系为：

F1=F4

(1)

式中：F1为入口压力对推杆作用力，N；F4为主膜片通过杠杆机构对阀杆作用力，N。

(2)

式中：p1为调压器入口压力，Pa；d1为调压器阀口直径，m。

竖直方向力平衡关系为：

F3=W+F2+F5

(3)

式中：F3为出口压力对阀杆作用力，N；F2为弹簧对阀杆作用力，N；F5为入口压力对阀杆作用力，N；W为弹簧、主膜片及其他连接件的重力，N。

F5b2=F4b1

(4)

式中：b2为杠杆长臂的长度；b1为杠杆短臂的长度。

W=mg

(5)

式中：m为弹簧、主膜片及其他连接件的质量，kg；g为重力加速度，m/s2。

(6)

式中：b为杠杆比。

F2=k(Δl-ab)

(7)

式中：k为弹簧刚度，N·m-1；Δl为弹簧预压缩量，m；a为阀口开度，m。

(8)

式中：p2为出口压力，Pa；D为主膜片直径，m。

由式(1)～式(8)，可得p2：

(9)

由式(9)可知，p2的变化与a成反比。当a=0时，调压器瞬时关闭压力p′2与p1成正比、与b成反比。

(10)

式中：Δp为出口压损，Pa。

ΔF=kΔl

(11)

式中：ΔF为弹簧力损，N。

Δl=ab

(12)

(13)

式中： ΔA为稳压精度偏差；p2s为出口压力设定值，Pa。

由式(10)～式(13)，可得ΔA：

(14)

由式(14)可知，ΔA与b和a的乘积成正比。随着a、b值的增大，ΔA也相应增大。

2.2 杠杆式表前调压器优化设计方案

2.2.1 杠杆式表前调压器性能优化因素分析

杠杆式表前调压器优化设计的目的是提高稳压精度和增大流量。由式(9)可知，p2与调压器结构参数(弹簧刚度、主膜片直径、杠杆比和阀口开度、阀口直径、弹簧、主膜片及其他连接件的质量)有关。为了遵循尽可能减少对原有产品设计进行调整的原则，本文只讨论针对杠杆比和阀口直径进行优化设计。基于满足最大入口压力p1max下实现关闭的前提，通过适当增加阀口直径、减小杠杆比，使杠杆式表前调压器达到最佳设计效果。

2.2.2 杠杆式表前调压器关键参数优化设计分析

根据以上对杠杆式表前调压器的优化设计思路，增大阀口直径、减小杠杆比，进行受力分析，并对比计算得到的结果，从而验证以上论点及优化设计方案。

本文选取三款杠杆式表前调压器产品。产品1为优化设计前；产品2和产品3为优化设计后。三款产品具有以下相同参数：a为0.000～0.002 m;k为245 N·m-1;D为0.085 m;p1为10 000 Pa;p2为2 160 Pa。三款产品不同关键参数如表1所示。

表1 三款产品不同关键参数

将表1中不同关键参数及其他相同参数分别代入式(9)，得到产品2和产品3的瞬时关闭压力差值Δp′2为-0.014 76 kPa。通过分析可知，在保持阀口直径、弹簧刚度及主膜片直径不变的情况下，增大杠杆比可有效降低杠杆式表前调压器关闭压力。

将表1中不同关键参数及其他相同参数分别代入式(11)、式(14)。阀口全开时的ΔF与p2的关系如表2所示。

表2 阀口全开时的ΔF与p2的关系

通过分析表2可知，在保持阀口开度、弹簧刚度及主膜片直径不变的情况下，减小杠杆比后，弹簧力损失和稳压精度偏差均有明显改善。

综上所述，杠杆式表前调压器优化设计方案是增大阀口直径、减小杠杆比，从而提高其稳压精度并增大流量。

3 内平衡式表前调压器优化设计分析

3.1 内平衡式表前调压器力平衡关系分析

内平衡式表前调压器力平衡关系如图4所示。内平衡式表前调压器内部只存在一个轴向的力平衡关系。

图4 内平衡式表前调压器力平衡关系

在阀杆竖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为平衡膜片直径，m。

W=mg

(20)

由式(15)～式(20)可得：

(21)

由式(21)可知，当d1和d2近似相等时，p2的变化只与a成反比，与p1无关。

ΔF=kl

(22)

l=a

(23)

由式(21)～式(23),可得：

(24)

由式(24)可知，ΔA与a成正比。随着a值的增大，ΔA也相应增大。

由以上分析可知，内平衡式表前调压器降低了杠杆式p2受p1及b的影响程度，明显提升了稳压精度。

3.2 内平衡式表前调压器优化设计方案

3.2.1 内平衡式表前调压器性能优化因素分析

选取两款内平衡式表前调压器产品4和产品5。两款产品基本尺寸、关键部件尺寸(阀口直径、主皮膜直径)完全一致，但平衡膜片直径与阀口直径不一致。其中：产品4的平衡膜片直径为0.019 m、阀口直径为0.019 m；产品5的平衡膜片直径为0.022 m、阀口直径为0.019 m。在相同出口压力设定情况下，两款产品静特性曲线[10]如图5所示。图5中：曲线1表示p=5 kPa;曲线2表示p1=10 kPa;曲线3表示p1=15 kPa;+A表示稳压精度上限；-A表示稳压精度下限。

图5 两款产品静特性曲线图

由图5可知：产品4的p2随着入口压力的升高(由5 kPa升高至15 kPa)而大幅降低，三条静特性曲线比较离散，稳压精度低；产品5的p2受入口压力变化较小，三条静特性曲线比较紧凑，稳压精度高。

由此可知，平衡膜片直径与阀口直径不匹配(d1

结合式(21)可知，在理想状态(d1=d2)下，内平衡式表前调压器的p2与p1无关，但实际产品在设计和制造过程中往往造成d1≠d2。当d1>d2时，p2与p1成正比。当d1

经过分析可知，内平衡式表前调压器优化设计的关键在于d2须大于d1，使p2与p1无关，从而提高内平衡式的稳压精度。

3.2.2 内平衡式表前调压器关键参数优化设计分析

结合式(21)可知，当阀口打开(a>0)时，尽可能保证d1=d2，p2与p1无关，只与a有关。当阀口关闭时(a=0)，应尽可能保证受力变形后的平衡膜片直径d′2大于d1，使阀口关闭紧密，从而降低关闭压力。

阀口直径与平衡膜片直径关系如图6所示。

图6 阀口直径与平衡膜片直径关系图

优化设计方案如下。上部固定平衡膜片的压板设计成内侧带斜度的结构，平衡膜片圆弧部分增加余量。当阀口关闭时，受p1充气影响，平衡膜片处于最高位置，原本松驰的部分被充满并顶压，平衡膜片圆弧外侧与压板的斜面接触。这会使平衡膜片圆弧受力中心线向外偏移，从而获得更大的有效受力面积，提高关闭性能。

综上所述，优化设计方案通过将上部固定平衡膜片的压板设计成内侧带斜度的结构、在平衡膜片圆弧部分增加余量，增大平衡膜片的有效受力面积，从而改善内平衡式表前调压器的稳压精度和关闭压力。

优化设计如图7所示。

图7 优化设计示意图

4 结论

本文通过对两种结构表前调压器在结构原理、力平衡关系、性能优化因素、关键参数优化设计等方面的详细分析，以及优化设计前后产品实验室测试、数据对比，得出优化设计方案。优化方案具体为：通过合理增加阀口直径、减小杠杆比，改善杠杆式表前调压器的稳压精度、关闭压力和流量；通过将上部固定平衡膜片的压板设计成内侧带斜度的结构、平衡膜片圆弧部分增加余量，以增大平衡膜片的有效受力面积，从而改善内平衡式表前调压器的稳压精度和关闭压力。

无论是杠杆式表前调压器还是内平衡式表前调压器，通过以上优化设计方案制造的样机经实验室测试，都提高了稳压精度、增加了流量、降低了关闭压力。该设计满足了我国对安全、经济的表前调压器产品的实际需求。