脉冲燃烧常压热水锅炉中空气瓣阀的设计
发布时间：2026-01-13 点击：0
脉冲燃烧常压热水锅炉中空气瓣阀的设计
由于脉冲燃烧具有正压排烟、热效率高、燃烧强度大、低nox排放量及结构简单等优点，在能源日趋紧张大气污染日益严重的今天，脉冲燃烧技术的研究及应用就具有特别重要的意义。在这种前提下，同济大学燃气工程教研室投入了大量的人力、物力和资金对脉冲燃烧技术的机理、启动可靠性及运行稳定性等方面进行了研究，并取得了一些令人可喜的进展。目前我们正在进行脉冲燃烧燃气暖风机、脉冲燃烧燃气热水锅炉、脉冲燃烧燃气空调等几种产品的研制开发。自1992年2月开始，同济大学燃气工程教研室与成都凯达厨房设备厂合作研制mct-5型脉冲燃烧热水锅炉的研制，并于1993年10月5号在成都通过四川省建委组织的省级鉴定。本文将就开发研制过程中碰到的有关空气瓣阀设计问题进行探讨。
脉冲燃烧装置大多数都装有实质上是单向阀的空气阀和燃气阀，对于脉冲燃烧装置来说空气阀要比燃气阀重要得多，它直接影响装置的启动可靠性、运行稳定性和运行频率。因此设计一个的空气阀具有决定性的意义。相比之下燃气阀的作用却显得微乎其微，甚至在它缺损的情况下装置也能运行。脉冲燃烧本身要求空气阀具有下列特性：
1、良好的单向性，能自由快速的开启及关闭。前者保证了进气的流畅，从而确保为装置提供足够的助燃空气，这关系到装置的燃烧*度及能否达到设计热负荷等问题。后者决定了回流气体量的多少，回流气体量少有利于提高燃烧室的运行压力。较高的燃烧室运行压力有利于减少排烟消声器的体积及提高运行稳定性。
2、启闭速度快，即空气阀要能够达到相当高的运行频率。因为空气阀的运行频率和装置的燃烧频率是一致的，而燃烧频率越高，装置就越能形成稳定的燃烧，而且在同样的设计热负荷、气源条件、燃烧室容积等条件下，装置运行频率越高，每个脉冲燃烧周期参与燃烧的空气--燃气混合气体量就越少，爆燃强度就越低，从而使装置运行噪声降低，振动轻而平稳。
3、阀体加工制造方便，成本低，经久耐用，使用寿命长。
目前广泛应用于脉冲燃烧装置上的空气阀主要是机械阀。空气动力阀由于进气阻力大，单向性差，加工难度大等缺点而很少被采用。虽然机械阀使用寿命较空气动力阀短，运行噪声略大，但由于其良好的单向性，制造及维修方便等优点使得它在脉冲燃烧装置中得到了广泛的应用。目前国内外脉冲燃烧装置上采用的机械阀主要有瓣阀、簧片阀等几种。我们现就瓣阀的结构及设计要点进行探讨。
空气阀的结构如图1所示，其工作原理是：进气时阀片被推向阀板，空气经阀座上的园孔，进入阀片和阀座形成的空间，再经阀板上的腰形孔及阀板与混合室内壁形成的环形断面进入混合室，在混合室里与燃气混合后进入燃烧室燃烧。爆燃使燃烧室内的压力迅速升高，将阀片推向阀座，盖住阀座上的园孔，从而切断气流的反向流动。阀板上的园形空是用来保证燃烧室的爆燃压力能够作用于阀片并使之迅速地盖住阀座上的园孔。
在以前的实验过程中往往碰到这样的问题：装置达不到设计热负荷，如果提高燃气压力或者增大燃气阀流通面积以提高热负荷，就会发现烟气中的一氧化碳含量急剧上升以致于燃烧工况恶化。这表明助燃空气量不足。由于脉冲燃烧是自然吸风，因此要增加风量无法靠提高风压的方法来实现，因为采用强制鼓风会使脉冲燃烧失去无需外部动力设备供风这一优点。那么要增加风量，只能靠减少空气系统流动阻力的方法来实现。对空气辩阀这种结构而言，其阻力系数在某*速范围内的变化不大，可以近似地视其阻力系数为常数。这样，要减少空气的流动阻力就只能靠增加空气辩阀的流通面积来产实现。
我们作如下假定：
a1为空气进气管横截通面面积；
a2为空气瓣阀阀座上所有园孔的面积总和；
a3为空气瓣阀阀板上腰形孔总周长与阀板周长之和乘以阀开启时阀座与阀片之间间隙s,形成的面积；（s,=s-δ，δ为阀片厚度）
a4为空气瓣阀阀扳上腰形孔总面积与阀板和混合室内壁形成的环形通面面积之和；
空气瓣阀的调节过程是通过改变辩阀间隙s的大小来完成的。这样在设计过程中，对于任何一个选定的空气阀间隙s，都必须保证在四个流通断面（a1，a2，a3，a4）中a3zui小。这是因为：假设a3＞a1（或者a2，a4中任何一个），那么这个阀在调节过程中要zui大限度增加其流通断面时，在空气间隙还没放大到设计值s时，空气阀的流通面积就会因为已经受到a1的限制而无法继续调大。或者说当这个阀的阀间隙达到某一个还小于设计值的值时，再增大空气阀间隙，空气瓣阀的流通面积却不再增加。即在这一范围内空气阀的阀间隙调节作用失效。这样，就人为地减小了空气阀的调节范围。因此，为了尽可能地增大空气阀的调节范围，在设计过程中应a3为zui小流通断面。
综上所述，要尽量地增大空气阀的调节范围，就要增大a3，同时a1，a2，a3都必须同步增大。显然a1的同步增大是不难做到的，只要空气管管径足够大就可以满足这一点。相反，a2的增大就有许多限制。首先阀座上的园孔和阀板上的园孔位置大小都相同。由于阀板的大小受到混合室内壁的限制而不可能无限制地增大，这样就必须在一块大小有限的园板上合理地按排布置园孔的位置，确定园孔的个数及直径，从而获得a2的一个zui大值。但这些参数不仅决定着a2的大小，而且直接决定着a4的大小。a2增大，因为混合室内径保持不变，a4就会相应地减小。不仅如此，这些参数还关系列面积a3的大小。原因是很显然的，这些参数的变化必定引起腰形孔的周长及阀板周长的变化，这样它们又反过来限制着a3的变化。另外补充说明一点，为了合理按排组织气流减小空气阀的整体阻力系数，阀板上腰形孔的总面积至少要比阀座内圈园孔总面积大一些。可见，看似简单的空气瓣阀，其设计参数之间的关系却错综复杂。
要增大空气阀的流通面积，如果维持阀间隙大小不变，就要增大阀片上腰形孔的周长及阀片的外围周长（阀板的外围周长）；但阀片的直径增大，阀片的重量就相应地增大，阀片对燃烧室压力波的响应时间就会延长，从而降低了脉冲燃烧的频率。这样提高燃烧频率和增大空气阀流通面积之间就形成了矛盾的一对对立面。可见，这也是阀板直径不能无限制增大的又一个原因。同样还存在着提高燃烧频率和增大空气阀间隙之间的矛盾。在调节过程中，要增大助燃空气量，我们通常采取增大空气阀间隙的方法来实现，空气阀间隙增大，空气阀工作频率就会降低，影响装置的运行稳定性。下面我们就具体地对运行频率、空气阀间隙、阀片面积密度及空气流量之司的关系进行讨论。
首先，为了使问题简单化，我们作以下假设：
1、假设燃烧室内的压力波动呈正弦变化（如图2所示），并可用表达为
pc=（po+pm+pksinwt）g
其中 po——大气压力（mmh2o）
pm——燃烧室内平均压力（mmh2o）
pk——燃烧室内峰值压力（mmh2o）
g——重力加速度（m/s2）
2、假设空气去耦室内的压力pa平稳无波动，而且与外界大气压力相同，即pa=po
3、假设阀开始打开到*打开所用的时间占空气阀工作周期的份额不变，而且与运行频率、空气阀间隙等的大小无关。
4、假设阀片在运动过程中同一表面上各点承受的压强相同。
5、忽略阀片在运动过程中受到的所有摩擦力
6、假设在计算频率范围（低于90hz）内，燃气的燃烧速度足够大，对于装置的运行频率无影响。即装置的运行频率只受结构尺寸的影响。
根据以上的假设，我们就可以进行以下推导：
根据动力学原理可以求出，阀打开时（从b点到c点）阀片的加速度为：
a=（pa-pc）a/m=-（pm+pksinwt）g/wm
式中 a——阀片的面积（m2）
m——阀片的质量（kg）
wm——阀片的面积密度（kg/m2）
阀打开过程中阀片的运动速度为：
因此，可以得到阀片从b点到c点的运动距离，即空气阀的净间隙
从c点到d点为进气阶段，下面我们计算空气阀每个周期的进气量：
首先求出c点到d点pc的平均压力
于是，可以根据压差求出空气阀内的zui大平均空气流速：
式中 ξ——空气阀局部阻力系数
ρ——空气密度
zui后，如果忽略阀打开过程中的进气量，就可以得到每小时通过空气阀的空气量：qa=3600fa3v（td-tc）
式中 f——装置运行频率
a3——空气阀zui小流通断面面积（m2）
t——空气阀打开所用的时间（s）
tb，tc，td--b，c，d点的时刻（s）
为了便于分析比较，将上述计算过程编写成计算机程序。计算结果见附页，从计算结果可以看出：
1、阀片面积密度对运行频率的影响。以空气阀净间隙s,=1.47mm为例。当阀片的面积密度由0.4758kg/m2减小至0.3306kg/m2时，面积密度减小了20％，而运行频率由62.5hz增大到70hz，增大了12％。当阀片的面积密度由0.4758kg/m2增大到0.5710kg/m2时，面积密度增大了20％，而运行频率由62.5hz减小到57hz，减小了8.8％。可见，轻质的阀片对提高装置的运行频率具有决定性的影响。
2、阀间隙对空气流量的影响。从上面的计算结果可以看出，不管哪种型号的阀片随着空气阀间隙的增大，空气流量都相应地增大。但对于同一个空气阀间隙而言，虽然阀片的材质和装置运行频率不同，空气流量却基本相同，即空气流量只与空气阀间隙和结构有关，与阀片的材质和装置运行频率无关。
综上所述，要在这许多限制条件下保证空气阔的*化设计，就要选择一个合适的混合室内径（阀板、阀片直径）和阀间隙。在这一基础上进而再对阀板上的园孔位置、个数、直径以及腰形孔的位置、宽度进行优化便能获得一个zui大的空气阀流通面积，满足设计的要求，这一系列的优化过程我们是通过编写计算机程序在计算机工完成的
至于空气瓣阀的阀片应该满足下列要求：密度小，材料平整，抗挠性能好，热变形小。根据上面的分析计算，密度小，有利于缩短阀片对燃烧室压力波的响应时间，提高燃烧频率。材料平、挺有利于阀片运动自如，保证进气流畅，回流气体量少。由于装置运行时空气阀处因离燃烧室近而具有一定的温度，尤其在装置停止运行后的一段时间内其温度更高。这就要求阀片具有一定的耐热能力。当然阀片还要具有一定的强度，保证其使用寿命。
附页：运行频率、空气阀间隙、空气流量对应关系计算结果
whenwm=0.3806kg/m2
f=55.hzs=2.38mm qa=96.4nm3/hr
f=56.hzs=2.29mm qa=93.0nm3/hr
f=57.hzs=2.21mm qa=89.8nm3/hr
f=58.hzs=2.14mm qa=86.7nm3/hr
f=59.hzs=2.06mm qa=83.8nm3/hr
f=60.hzs=2.00mm qa=81.0nm3/hr
f=61.hzs=1.93mm qa=78.4nm3/hr
f=62.hzs=1.87mm qa=75.9nm3/hr
f=63.hzs=1.81mm qa=73.5nm3/hr
f=64.hzs=1.75mm qa=71.2nm3/hr
f=65.hzs=1.70mm qa=69.0nm3/hr
f=66.hzs=1.65mm qa=67.0nm3/hr
f=67.hzs=1.60mm qa=65.0nm3/hr
f=68.hzs=1.55mm qa=63.1nm3/hr
f=69.hzs=1.51mm qa=61.3nm3/hr
f=70.hzs=1.47mm qa=59.5nm3/hr
whenwm=0.4758kg/m2
f=55.hzs=1.90mm qa=77.1nm3/hr
f=56.hzs=1.83mm qa=74.4nm3/hr
f=57.hzs=1.77mm qa=71.8nm3/hr
f=58.hzs=1.71mm qa=69.4nm3/hr
f=59.hzs=1.65mm qa=67.0nm3/hr
f=60.hzs=1.60mm qa=64.8nm3/hr
f=61.hzs=1.55mm qa=62.7nm3/hr
f=62.hzs=1.50mm qa=60.7nm3/hr
f=63.hzs=1.45mm qa=58.8nm3/hr
f=64.hzs=1.40mm qa=57.0nm3/hr
f=65.hzs=1.36mm qa=55.2nm3/hr
f=66.hzs=1.32mm qa=53.6nm3/hr
f=67.hzs=1.28mm qa=52.0nm3/hr
f=68.hzs=1.24mm qa=50.5nm3/hr
f=69.hzs=1.21mm qa=49.0nm3/hr
f=70.hzs=1.17mm qa=47.6nm3/hr
whenwm=0.5710kg/m2
f=55.hzs=1.58mm qa=64.3nm3/hr
f=56.hzs=1.53mm qa=62.0nm3/hr
f=57.hzs=1.47mm qa=59.9nm3/hr
f=58.hzs=1.42mm qa=57.8nm3/hr
f=59.hzs=1.38mm qa=55.9nm3/hr
f=60.hzs=1.33mm qa=54.0nm3/hr
f=61.hzs=1.29mm qa=52.3nm3/hr
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f=63.hzs=1.21mm qa=49.0nm3/hr
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f=67.hzs=1.07mm qa=43.3nm3/hr
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f=69.hzs=1.01mm qa=40.8nm3/hr
f=70.hzs=mm qa=nm3/hr
核心关键词：阀
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脉冲燃烧装置大多数都装有实质上是单向阀的空气阀和燃气阀，对于脉冲燃烧装置来说空气阀要比燃气阀重要得多，它直接影响装置的启动可靠性、运行稳定性和运行频率。因此设计一个的空气阀具有决定性的意义。相比之下燃气阀的作用却显得微乎其微，甚至在它缺损的情况下装置也能运行。脉冲燃烧本身要求空气阀具有下列特性：
1、良好的单向性，能自由快速的开启及关闭。前者保证了进气的流畅，从而确保为装置提供足够的助燃空气，这关系到装置的燃烧*度及能否达到设计热负荷等问题。后者决定了回流气体量的多少，回流气体量少有利于提高燃烧室的运行压力。较高的燃烧室运行压力有利于减少排烟消声器的体积及提高运行稳定性。
2、启闭速度快，即空气阀要能够达到相当高的运行频率。因为空气阀的运行频率和装置的燃烧频率是一致的，而燃烧频率越高，装置就越能形成稳定的燃烧，而且在同样的设计热负荷、气源条件、燃烧室容积等条件下，装置运行频率越高，每个脉冲燃烧周期参与燃烧的空气--燃气混合气体量就越少，爆燃强度就越低，从而使装置运行噪声降低，振动轻而平稳。
3、阀体加工制造方便，成本低，经久耐用，使用寿命长。
目前广泛应用于脉冲燃烧装置上的空气阀主要是机械阀。空气动力阀由于进气阻力大，单向性差，加工难度大等缺点而很少被采用。虽然机械阀使用寿命较空气动力阀短，运行噪声略大，但由于其良好的单向性，制造及维修方便等优点使得它在脉冲燃烧装置中得到了广泛的应用。目前国内外脉冲燃烧装置上采用的机械阀主要有瓣阀、簧片阀等几种。我们现就瓣阀的结构及设计要点进行探讨。
空气阀的结构如图1所示，其工作原理是：进气时阀片被推向阀板，空气经阀座上的园孔，进入阀片和阀座形成的空间，再经阀板上的腰形孔及阀板与混合室内壁形成的环形断面进入混合室，在混合室里与燃气混合后进入燃烧室燃烧。爆燃使燃烧室内的压力迅速升高，将阀片推向阀座，盖住阀座上的园孔，从而切断气流的反向流动。阀板上的园形空是用来保证燃烧室的爆燃压力能够作用于阀片并使之迅速地盖住阀座上的园孔。
在以前的实验过程中往往碰到这样的问题：装置达不到设计热负荷，如果提高燃气压力或者增大燃气阀流通面积以提高热负荷，就会发现烟气中的一氧化碳含量急剧上升以致于燃烧工况恶化。这表明助燃空气量不足。由于脉冲燃烧是自然吸风，因此要增加风量无法靠提高风压的方法来实现，因为采用强制鼓风会使脉冲燃烧失去无需外部动力设备供风这一优点。那么要增加风量，只能靠减少空气系统流动阻力的方法来实现。对空气辩阀这种结构而言，其阻力系数在某*速范围内的变化不大，可以近似地视其阻力系数为常数。这样，要减少空气的流动阻力就只能靠增加空气辩阀的流通面积来产实现。
我们作如下假定：
a1为空气进气管横截通面面积；
a2为空气瓣阀阀座上所有园孔的面积总和；
a3为空气瓣阀阀板上腰形孔总周长与阀板周长之和乘以阀开启时阀座与阀片之间间隙s,形成的面积；（s,=s-δ，δ为阀片厚度）
a4为空气瓣阀阀扳上腰形孔总面积与阀板和混合室内壁形成的环形通面面积之和；
空气瓣阀的调节过程是通过改变辩阀间隙s的大小来完成的。这样在设计过程中，对于任何一个选定的空气阀间隙s，都必须保证在四个流通断面（a1，a2，a3，a4）中a3zui小。这是因为：假设a3＞a1（或者a2，a4中任何一个），那么这个阀在调节过程中要zui大限度增加其流通断面时，在空气间隙还没放大到设计值s时，空气阀的流通面积就会因为已经受到a1的限制而无法继续调大。或者说当这个阀的阀间隙达到某一个还小于设计值的值时，再增大空气阀间隙，空气瓣阀的流通面积却不再增加。即在这一范围内空气阀的阀间隙调节作用失效。这样，就人为地减小了空气阀的调节范围。因此，为了尽可能地增大空气阀的调节范围，在设计过程中应a3为zui小流通断面。
综上所述，要尽量地增大空气阀的调节范围，就要增大a3，同时a1，a2，a3都必须同步增大。显然a1的同步增大是不难做到的，只要空气管管径足够大就可以满足这一点。相反，a2的增大就有许多限制。首先阀座上的园孔和阀板上的园孔位置大小都相同。由于阀板的大小受到混合室内壁的限制而不可能无限制地增大，这样就必须在一块大小有限的园板上合理地按排布置园孔的位置，确定园孔的个数及直径，从而获得a2的一个zui大值。但这些参数不仅决定着a2的大小，而且直接决定着a4的大小。a2增大，因为混合室内径保持不变，a4就会相应地减小。不仅如此，这些参数还关系列面积a3的大小。原因是很显然的，这些参数的变化必定引起腰形孔的周长及阀板周长的变化，这样它们又反过来限制着a3的变化。另外补充说明一点，为了合理按排组织气流减小空气阀的整体阻力系数，阀板上腰形孔的总面积至少要比阀座内圈园孔总面积大一些。可见，看似简单的空气瓣阀，其设计参数之间的关系却错综复杂。
要增大空气阀的流通面积，如果维持阀间隙大小不变，就要增大阀片上腰形孔的周长及阀片的外围周长（阀板的外围周长）；但阀片的直径增大，阀片的重量就相应地增大，阀片对燃烧室压力波的响应时间就会延长，从而降低了脉冲燃烧的频率。这样提高燃烧频率和增大空气阀流通面积之间就形成了矛盾的一对对立面。可见，这也是阀板直径不能无限制增大的又一个原因。同样还存在着提高燃烧频率和增大空气阀间隙之间的矛盾。在调节过程中，要增大助燃空气量，我们通常采取增大空气阀间隙的方法来实现，空气阀间隙增大，空气阀工作频率就会降低，影响装置的运行稳定性。下面我们就具体地对运行频率、空气阀间隙、阀片面积密度及空气流量之司的关系进行讨论。
首先，为了使问题简单化，我们作以下假设：
1、假设燃烧室内的压力波动呈正弦变化（如图2所示），并可用表达为
pc=（po+pm+pksinwt）g
其中 po——大气压力（mmh2o）
pm——燃烧室内平均压力（mmh2o）
pk——燃烧室内峰值压力（mmh2o）
g——重力加速度（m/s2）
2、假设空气去耦室内的压力pa平稳无波动，而且与外界大气压力相同，即pa=po
3、假设阀开始打开到*打开所用的时间占空气阀工作周期的份额不变，而且与运行频率、空气阀间隙等的大小无关。
4、假设阀片在运动过程中同一表面上各点承受的压强相同。
5、忽略阀片在运动过程中受到的所有摩擦力
6、假设在计算频率范围（低于90hz）内，燃气的燃烧速度足够大，对于装置的运行频率无影响。即装置的运行频率只受结构尺寸的影响。
根据以上的假设，我们就可以进行以下推导：
根据动力学原理可以求出，阀打开时（从b点到c点）阀片的加速度为：
a=（pa-pc）a/m=-（pm+pksinwt）g/wm
式中 a——阀片的面积（m2）
m——阀片的质量（kg）
wm——阀片的面积密度（kg/m2）
阀打开过程中阀片的运动速度为：
因此，可以得到阀片从b点到c点的运动距离，即空气阀的净间隙
从c点到d点为进气阶段，下面我们计算空气阀每个周期的进气量：
首先求出c点到d点pc的平均压力
于是，可以根据压差求出空气阀内的zui大平均空气流速：
式中 ξ——空气阀局部阻力系数
ρ——空气密度
zui后，如果忽略阀打开过程中的进气量，就可以得到每小时通过空气阀的空气量：qa=3600fa3v（td-tc）
式中 f——装置运行频率
a3——空气阀zui小流通断面面积（m2）
t——空气阀打开所用的时间（s）
tb，tc，td--b，c，d点的时刻（s）
为了便于分析比较，将上述计算过程编写成计算机程序。计算结果见附页，从计算结果可以看出：
1、阀片面积密度对运行频率的影响。以空气阀净间隙s,=1.47mm为例。当阀片的面积密度由0.4758kg/m2减小至0.3306kg/m2时，面积密度减小了20％，而运行频率由62.5hz增大到70hz，增大了12％。当阀片的面积密度由0.4758kg/m2增大到0.5710kg/m2时，面积密度增大了20％，而运行频率由62.5hz减小到57hz，减小了8.8％。可见，轻质的阀片对提高装置的运行频率具有决定性的影响。
2、阀间隙对空气流量的影响。从上面的计算结果可以看出，不管哪种型号的阀片随着空气阀间隙的增大，空气流量都相应地增大。但对于同一个空气阀间隙而言，虽然阀片的材质和装置运行频率不同，空气流量却基本相同，即空气流量只与空气阀间隙和结构有关，与阀片的材质和装置运行频率无关。
综上所述，要在这许多限制条件下保证空气阔的*化设计，就要选择一个合适的混合室内径（阀板、阀片直径）和阀间隙。在这一基础上进而再对阀板上的园孔位置、个数、直径以及腰形孔的位置、宽度进行优化便能获得一个zui大的空气阀流通面积，满足设计的要求，这一系列的优化过程我们是通过编写计算机程序在计算机工完成的
至于空气瓣阀的阀片应该满足下列要求：密度小，材料平整，抗挠性能好，热变形小。根据上面的分析计算，密度小，有利于缩短阀片对燃烧室压力波的响应时间，提高燃烧频率。材料平、挺有利于阀片运动自如，保证进气流畅，回流气体量少。由于装置运行时空气阀处因离燃烧室近而具有一定的温度，尤其在装置停止运行后的一段时间内其温度更高。这就要求阀片具有一定的耐热能力。当然阀片还要具有一定的强度，保证其使用寿命。
附页：运行频率、空气阀间隙、空气流量对应关系计算结果
whenwm=0.3806kg/m2
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核心关键词：阀
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