通過對高溫高壓蒸汽疏水閥流體激振特性的分析，結合現場情況，設計選用節流降壓消聲器。分析知，產生振動、噪聲的誘因主要是節流口處產生的高壓降，因此利用節流降壓的消聲原理通過多級節流層串聯把原來蒸汽的高壓降逐級分散成若干個小的壓降，即由壓強突變改為壓強漸變。聲波在每一空腔經過節流孔后進入另一空腔，每級降壓后的流體在擴展 面上得以完全膨脹，聲能得以充分消耗，從而得到較大的消聲量。

一、確定高溫高壓蒸汽疏水閥消聲器節流級數

消聲器的節流降壓級數由所需壓降決定，級數過多，消聲器結構復雜、不易加工；級數過小，消聲效果 明顯。因此要合理、適當選取降壓級數。過熱蒸汽在消聲器中的節流降壓可視為等焓過程，各級壓強可按幾何級數下降關系確定，即：Pn=Ps.qn

式中：Pn為第n級節流后的壓強；Ps為第一級節流前的壓強；q為壓降比，且q小于等于1，對于過熱蒸汽q取為0.546；n為節流級數。

二、確定高溫高壓蒸汽疏水閥消聲器各級通流截面積

消聲器的通流截面積可根據氣態方程、連續性方程和臨界流速公式求得，第一級通流截面積計算式為：

式中：S1為節流降壓第一級流通面積，cm2；C為不同介質修正系數，過熱蒸汽C取為13.4；u為保證氣流流量的截面修正系數，工程上通常取1.2-2；G為蒸汽流量，t/h；V1為第一級節流前蒸汽比容，m3/kg；第一級通流面積確定后，其余各級通流面積可按與比容成正比的關系確定，工程上簡化計算式為：

為了不影響蒸汽的排放量，消聲器的各級節流孔板不但應有足夠的通流面積，還應有充足的擴容腔，通常每級開孔總通流面積應大于前一級通流面積的1.5倍-２倍，并且要求實際設計的節流面積與計算的節流面積誤差小于５％。

三、確定高溫高壓蒸汽疏水閥消聲器節流孔數

節流孔數由所需的通流面積和節流孔的直徑決。對于節流裝置，孔徑一般在10ｍｍ～30ｍｍ之間選取，但在工程實際中，以不超過10ｍｍ為宜，根據節流降壓原理，所設計各級節流孔的孔徑應逐級減小且每一級節流孔應均勻、對稱分布。根據加工需要，消聲器各級節流層的實際孔數可能略有增加，但對計算結果沒有影響。

四、確定高溫高壓蒸汽疏水閥節流孔的孔心距及節流層間距

孔心距由孔徑比和孔徑的乘積確定，在生產實際應用中，孔心距通常取孔徑的5倍-10倍，為了避免蒸汽擴散后再匯合成大的噴注噪聲而產生混合噴注噪 聲，孔心距可取更大。

相鄰節流層的間距應大于15倍的孔徑，以保證節流后的流體有足夠的擴容腔，從而避免產生的二次噪聲通過下一級小孔傳播出去，同時保證消聲器的安全性。

五、確定高溫高壓蒸汽疏水閥節流降壓消聲器參數

節流降壓消聲器必須有足夠的強度和好的加工質量，因此材料選用1Cr18Ni9Ti奧氏體不銹鋼板，其壁厚須滿足消聲器周向及軸向應力設計要求。由于消聲器在閥體中的位置受到限制，不能保證有足夠的通流截面積和擴容腔，但為了避免產生二次噪聲，保證有較好的消聲效果，本消聲器將節流層的小孔分布為正三角形列陣，使相臨列的小孔有相同旋轉角度，即后一列相對于前一列旋轉60度，從而形成由各列小孔組合而成的螺旋孔，使通過消聲器的蒸汽介質形成螺旋流，進而增加了聲波反射和聲能損耗，這樣既滿足了蒸汽疏水閥整體結構又保證了有足夠的流體擴容腔。

圖1 消聲器示意圖

消聲器三維造型如圖1，該結構既利用了孔口消能，又利用了螺旋流消能。通過能量守恒計算得到進入消聲器的流體壓強為6.05MPa，同時利用給定的流量、溫度等參數，確定消聲器的結構設計參數如表1示。

表1節流降壓消聲器各設計參數

注：各級節流層的小孔均按正三角形錯列排布