空氣閥結構及性能研究

廖志芳，李志鵬，李豪，王東福，朱慈東，徐放，王東輝

（1.博納斯威閥門股份有限公司，天津 301802；2.長沙理工大學，湖南 長沙 410114；3.長沙日豐機電科技有限公司，湖南 長沙 410007）

1 引言

空氣閥的性能影響因素主要包括空氣閥的直徑、空氣閥在輸水管線上的布置方式，采用了緩沖閥瓣的改進型空氣閥還包括緩沖閥瓣上小孔的通流面積與空氣閥出口通流面積的比值（孔口面積比）。

為說明空氣閥性能及參數，有關計算以以下工程為例：工程管線全長980m共分為兩段，第一段為陡峭的上坡管線長570m，第二段為平緩管線長410m，連接點為一個“膝部點”高程為70m。輸水管采用直接D=2.5m的鋼制輸水管，采用兩臺離心泵并聯供水，將水從低位水池打到高位水池，其中低位水池高程0m，高位水池高程70m，離心泵額定流量為Q=7.33m3/s，設計揚程為H=79.2m，額定轉矩M=168.7kg·m，額定轉速N=375r/min，機組轉動慣量GD2=981kg·m2。采用以下公式作為水錘波計算公式：

式中：K為流體的體積彈性模量，N/m2；D為管道管徑，mm；E為管材的彈性模量，N/m2；ρ為流體的密度，kg/m3；e為管壁厚度，mm。

2 空氣閥直徑影響

空氣閥的直徑大小影響著進氣與排氣的能力，在標準CJ/T217《給水管道復合式高速進排氣閥》中建議空氣閥孔口直徑取輸水管徑的1/8~1/5，但當輸水管徑較大時，建議的取值范圍就明顯的增大，會對輸水工程產生一定程度的影響，尤其是事故工況時對水柱分離和水柱彌合的影響就更為明顯。由于隨著排氣壓差的逐漸變大，排氣質量流量也呈現增大的趨勢，直到增大到某一值時便不再增大。空氣閥的直徑也不宜取太大值，直徑值越大反而會增加排氣階段的排氣速度，以此造成水錘正壓的升高。本文采用的帶有緩沖閥瓣的空氣閥而言，由于緩沖閥瓣的使用，減小了空氣閥內部的通流面積，因此標準中的按輸水管徑的1/8~1/5取值也就不再合適，為此需要考慮緩沖閥瓣的影響，并且得到更加準確與合理的空氣閥直徑計算方法。

根據空氣閥的工作原理，在管路壓力低于大氣壓時吸入空氣，尤其是管路壓力下降至負壓時需要及時吸入空氣，防止管道塌陷，因此可根據壓力降低時需要的進氣量來計算出空氣閥直徑的最小值。本文根據管道直接水錘公式計算事故工況時壓力的變化，直接水錘公式為：

式中：△H為壓力變化值，米水柱；a為水錘波速，m/s；△Q為流量變化，m3/s；Ap為供水管道截面積，m2。

在事故工況掉電停泵，泵后某局部高點的最大壓力下降為△H，在此點設置空氣閥，隨著泵后降壓波傳至此點時壓力開始下降，當此點的壓力下降至大氣壓力是開始進氣。設補氣后此點壓力達到H0（一般為0，即不存在負壓），結合直接水錘公式（2），可得到空氣閥進氣量與直徑計算式：

式中：V為進氣量，m3；L為空氣閥與輸水終點間的距離，m；Dvalve為空氣閥直徑，m；vin為允許進氣流速，m/s。

在發生事故停泵后，通過式（2）、（3）、（4）可計算出，空氣閥直徑需要大于400mm，按照標準CJ/T217《給水管道復合式高速進排氣閥》中建議空氣閥孔口直徑取輸水管徑的1/8~1/5，應為300mm至500mm，因此結合消除負壓的情況考慮，空氣閥直徑可取范圍為400~500mm。

為驗證可取范圍內的空氣閥直徑對水錘防護是否可靠安全，現取300mm、400mm、500mm、600mm四種直徑的改進型空氣閥進行水錘防護驗算，孔口面積比都為u=0.1024，如圖1所示為四個計算直徑的進氣流量曲線和排氣流量曲線。

如圖2所示，為改進型空氣閥直徑取300mm、400mm、500mm以及600mm情況下，空氣閥處的壓力隨時間的變化曲線。

圖1 不同直徑的進氣、排氣流量曲線

從圖2及表1中可以看出，當空氣閥按標準CJ/T217《給水管道復合式高速進排氣閥》中建議空氣閥孔口直徑取輸水管徑的1/8即300mm時，輸水管線上安裝空氣閥處還存在有將近-28.84kPa（-2.8m水柱）的負壓，而按照公式計算出的400mm作為空氣閥直徑后，負壓情況符合標準GB50013-2006《室外給水設計規范》負壓允許在-19.6kPa（-2m水柱）以內，但當空氣閥直徑取500mm與600mm時，雖然負壓消除更加有效但水錘正壓也在升高。因此，按照壓力降低時需要的進氣量來計算出改進型空氣閥直徑的最小值是安全有效的。

3 孔口面積比影響

圖2 空氣閥處壓力變化曲線

表1 不同直徑空氣閥處最大負壓

采用增大空氣閥直徑的方法可以有效增加空氣閥在相同壓差下的進氣速度，進而有效地消除事故停泵時安裝空氣閥處的負壓，但隨著空氣閥直徑的增大，也同樣會增加排氣階段的排氣速度，因此從圖2中可以看出水錘正壓的升高與空氣閥直徑的增加是同步增大的。在傳統型空氣閥中加入孔口面積比為0.1024的緩沖閥瓣后，大大降低了正壓壓力的升高，對保護輸水管線不受破壞起到了積極作用。因而可以考慮在計算出負壓防護適宜的空氣閥直徑后，為減小隨著直徑增加而增大的排氣速度，可以采用減小緩沖閥瓣的孔口面積比來減緩排氣階段的排氣速度，從而有效抑制水錘正壓的升高。

在直徑為400mm的改進型空氣閥基礎上，通過改變緩沖閥瓣上通流小孔的面積大小來改變空氣閥的孔口面積比，如圖3所示。

圖3 改進型空氣閥結構示意圖

圖3中D1表示節流端面孔徑，該孔徑大小為D1=400mm，D2表示緩沖片上所有通流小孔的等效直徑值。取緩沖閥瓣上升至節流端面后，緩沖閥瓣上小孔的通流面積與空氣閥出口面積之比為u，其中計算公式（5）所示：

式中：Axiao為小孔排氣面積即緩沖閥瓣小孔通流面積，m2；

Ada為大孔排氣面積即空氣閥出口面積，m2。

為了研究改進型空氣閥u值大小對進排氣特性的影響，分別取u=0.2、0.15、0.1024、0.05，共4組不同孔口面積比的緩沖片結構。緩沖片具體物性參數如表2所示，示意圖如圖4所示，表2中等效通流孔徑為緩沖閥瓣上升至節流端面后，通流面積等效孔徑。

圖4 不同孔口面積比閥瓣示意圖

表2 緩沖片下置結構參數

如圖5所示，為u=0.2、0.15、0.1、0.05在不同壓差下的流量曲線圖，從圖中可以看出，在進氣階段雖然采用了不同的孔口面積比，但由于是相同的空氣閥直徑在不同壓差下的進氣速度近乎相同，出現明顯的區別是在排氣階段，因為采用了不同的孔口面積比，在緩沖閥瓣上升后，導致流道的通流面積發生改變。因此在相同壓差的情況下，隨著孔口面積比的增大和減小，排氣速度隨之變的快速和緩慢。

圖5 不同孔口面積比的進氣、排氣流量曲線

圖6 空氣閥處壓力變化曲線

表3 不同孔口面積空氣閥處最大負壓

如圖6所示，為改進型空氣閥直徑取400mm，緩沖閥瓣的孔口面積比取0.2、0.15、0.1、0.05的情況下，空氣閥處的壓力隨時間的變化曲線。

從圖6及表3中可以看出負壓都在允許范圍內，在保持直徑不變的情況下，隨著改進型空氣閥孔口面積比的減小，發生事故停泵時空氣閥處的最大正壓越來越小，并且在相同的時間范圍內，空氣閥處壓力變化的震蕩次數也越來越少。但當u=0.05時的最大壓力大于u=0.1024時的最大壓力，可能因為緩沖閥瓣上排氣孔減少使緩沖閥瓣重量增加，以至于在排氣時緩沖閥瓣上升不及時導致前期排氣較快，因而引發了較大升壓。因此在標準允許的壓力范圍內，合理地選擇孔口面積比，對于事故停泵時水錘正壓的防護有著積極作用。

4 結語

在傳統型式空氣閥的基礎上加入緩沖閥瓣可以有效減緩空氣閥在排氣階段的排氣速度，緩沖閥瓣的加入使空氣閥具有了“快進氣慢排氣”的特性。

空氣閥的直徑可根據停泵情況下負壓消除需要的進氣量來進行選擇，直徑大于此計算值時可使負壓在安全范圍內，隨著選用直徑的增大，雖然可以進一步減小負壓，但同時也會因為增加了排氣速度而導致水錘正壓的升高。在保持直徑不變的情況下，隨著空氣閥孔口面積比取值的減小，空氣閥處的最大正壓越來越小，并且在相同的時間范圍內，空氣閥處壓力變化的震蕩次數也越來越少。