摘 要：为解决某一实际工程项目中特殊使用工况下船用高温高压调节阀选型问题，基于对调节阀特性的理论研究，对比分析阀门结构形式、流体特性、调节特性及密封性能，形成适用于类似该运行工况的调节阀选型流程，最终确定了阀门结构型式；利用仿真分析，对阀门流道、热应力、振动展开了仿真研究，对所选阀门关键性能进行校核。结果表明，所选调节阀结构形式及相关性能指标满足该工况下的使用要求。

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一、引言

在控制系统中，调节阀是必不可少的设备，被称之为生产过程自动化的“手脚”。在现代各个工业领域中，由于生产工艺过程、对象工况和控制方式各不同，产生了适于不同工况的各种调节阀结构形式，这就使得调节阀的选用比较复杂。对于船用高温、高压频繁启闭特殊运行工况，调节阀经常会出现密封泄露、振动噪声、热应力等问题。为了解决这一实际工程问题，本文针对某实际工程项目，开展了阀门选型工作，并结合仿真研究，对所选阀门开展了流道、强度，热应力，共振等内容的计算研究，验证了所选阀门满足使用要求。

二、调节阀结构特点研究

1．结构形式根据结构划分，调节阀分类及特点如下：直通单座调节阀：适应与工作压差小、泄露要求严的干净介质系统。直通双座调节阀：泄露量大，许用压差大干净介质的系统。

套筒式调节阀：稳定性好、调节精度高、拆装方便，适用于压差适中干净介质。

角形调节阀：阀体流路简单，调节能力相对较弱，适用于泄露量要求不高，压差小的简单调节的系统。

三通调节阀：具有三个通道，用于分流、合流及两相温差不大的系统。

隔膜阀：流路简单，调节能力相对较弱，用于切断。蝶阀：适用于大口径、大流量、大压差场合。球阀：适用于特别不干净、含纤维介质的两位切断系统。偏心旋转阀：适用于不干净泄露要求小的场合。根据系统需求，基本可以确定调节阀的结构形式。

2．流体特性

如图1所示，在直径为d₁的管道中接入一个调节阀，假使阀的孔径为d₂。当流体流动时，截面A上的压力为P₁，流速为V₁；截面B上的压力为P₂，流速为V₂。

图1 调节阀的流体特性

流体的总压头由三部分组成，即：

总压头=几何压头+静压头+速度动压头

流体在管道中流动时，总压头的各部分会发生变化。当管直径变化时，静压头和动压头便会随之变化；当管道倾斜时，流体在管道各个点上的几何压头也随之改变。

现假定管道是水平的，则管道中各处的几何压头都相等，则在截面A和B处，根据伯努力方程可得：

即：

根据连续性方程，可得：

A₁V₁=A₂V₂

式中：A₁—调节阀接管截面积；

A₂—调节阀的通流截面积。

则：

即：

代入上式，整理得：

令：

可得：

这就是调节阀的流量方程式。可以看出，当调节阀接管面积A一定，并且调节阀两端的压差(P₁-P₂)不变时，流量Q只与阻力系数ξ有关，而阻力系数ξ又与阀的孔径d₂有关，即调节阀的开度有关。

由此可知，调节阀便是按照信号压力通过改变阀芯的行程来改变阀的阻力系数，从而达到调节流量的目的。

对上式进行单位换算后，可得：

再令流量Q的系数为KV，即：

则有：

由此可见若调节阀接管面积A已定，，即K_V值与要安装的调节阀的管路系统无关，而仅与阀门的结构ξ和开度有关，这就是阀门的结构特性。

3．调节特性

调节阀的理想流量特性，也称固有流量特性，是指：假定阀前、阀后压差不变，介质流过阀门的相对流量与相对位移（阀门的相对开度）间的关系，数学表达式如下：

式中：—相对流量，调节阀在某一开度时，流量Q与全开流量Qmax之比；

—相对位移，调节阀在某一开度时，阀芯位移l与全开位移L之比。

一般来说，改变调节阀的阀芯与阀座之间的通流面积，便可以控制流量。但实际上由于多种因素的影响，如在节流阀节流面积变化的同时，还发生阀前、后压差的变化（系统压降在变化），而压差的变化又会导致流量的变化。

理想流量特性又称固有流量特性。它不同于阀的结构特性。阀的结构特性（例如阀门的局部阻力系数），是指阀芯位移与介质通过的截面积之间的关系，不考虑压差的影响，纯粹由阀芯大小和几何形状决定；而理想流量特性则是保证阀前、阀后的压差不变的特性。

理想流量特性主要有直线、等百分比（对数）、抛物线及快开等四种。

4．密封特性

调节阀密封形式根据阀门结构形式而有所不同，一般分为采用线密封与面密封。密封形式跟阀门的结构有很大联系，一般来讲，线密封接触面积小，压强大，如果结果设计合理，具有相对更强的密封效果。

三、选型分析

1．工况给定

应用环境：过热温度200℃，额定工况时压差ΔP=1.5MPa，流量Q=300t/h，频繁启闭，小开度时微调，大开度时大范围调节，密封性能要求IV级。

2．结构形式选择

根据以上运行工况，选择套筒式，该工作环境稳定性好、调节精度高，拆装方便，以便于经常维护。压差适中，干净介质。在结构设计时，充分考虑阀门由于频繁启闭造成阀杆、阀芯带来的冲击振动，并考虑适当加强结构。

3．额定K_V计算（结构特性）

其中：ΔP=1.5MPa，流量Q=300t/h。，根据阀前压力查ρ、g。

4．调节特性选择

选择等百分比，满足小开度时微调，大开度时大范围调节的要求。

5．阀门样本

所选阀门样本如图所示。

图 阀门示意图

6．密封面形式

如图所示，该阀门关键密封面为线密封，阀门关闭时密封面承受压力，密封性能好。

四、仿真分析

1．流道分析

通过CFD流场分析软件，优化流道设计方案。为了减小进出口的瞬时效应，模拟实验环境，边界条件设置时将左右管道各延伸1m。

图2 调节阀流场几何模型

（1）结果分析

图3 150万网格压力分布图

图4 550万网格压力分布图

网格数量加大后，压力分布梯度更加精细。

图5 150万网格流线图

图6 550万网格流线图

图7 最大压强、最大流速与网格数量的关系

通过最大流速和最大压强两张表可以得出，加大网格数量对局部流场计算更加细化。同时，流线无局部过低流速即回流现在发生，计算结果符合阀门设计要求，并且最后的结果符合网格无关性要求。

2．设计虚拟

通过使用ANSYS有限元分析软件，对阀门整体的强度，热应力，共振等内容进行仿真模拟，提高设计可行性。

（1）工作压力下温度分布情况

通过流场的耦合阀体内部温度分布，将阀体外部边界条件设为22℃空气对流，情况如图8所示，温度分部在200℃（RED）~150℃（BLUE）。

图8 调节阀温度分布仿真结果

通过温度仿真可以看出阀盖的散热设计比较合理，温度最低点为阀盖位置，阀体整体温度均匀，有较小的热形变。

（2）调节阀热力耦合静态仿真结果

在工作压力和工作温度下，耦合流场温度压力，调节阀应力分布如图9所示。从图中的应力分布结果可以看处，密封套压盖，上方有最大应力84.84MPa。该情况下，调节阀的安全系数f=[σ]_WB/[σ]_max=130/84.84=1.53，符合设计要求。图10为阀体的整体受力变形图，从图中可以看出密封套压盖在形变数值上很小，内侧约为0.044mm，距在10^-2mm这个量级上，考虑到和尺寸公差属于同一个数量级，这个结果还是比较理想的。

图9 压强应变分布结构

图10 变形分布仿真结果

（3）调节阀模态分析结果

（进出口轴线方向X轴，阀杆方向为Y方向，Z轴为半剖图截面法向）第一阶振动频率为623Hz，振动最大位移为3.65mm，振型为整体绕X轴线上半部分扭转；第二阶振动频率为858Hz，振动最大位移为5.16mm，振型为上半部分绕Z轴扭转；第三阶振动频率为1，002Hz，振动最大位移为1.89mm，振型为整体绕Z轴扭转；第四阶振动频率为1，060Hz，最大振动位移为4.7mm，振型为整体沿X轴上下移动；第五阶振动频率为1，154Hz，最大振动位移为5.1mm，振型为整体绕X轴旋转；第六阶振动频率为1，365Hz，最大振动位移为2.79mm，振型为阀盖位置为中心，平行于Y轴为轴线扭转。

图11 模态分析结果（第一阶到第六阶）

从图11中可以看出各种频率的模态情况，对于阀盖密封圈和阀盖的上部的形变影响比较大。需要指出的是仿真中所定义的边界条件全是理想状态，实际工作中可能会存在附加的各种约束，这可能会引起固有频率的提高。

六、结论

基于对调节阀特性的理论研究，结合船用蒸汽调节阀运行在高温高压、频繁启闭的特殊工况环境，通过对比、计算确定了阀门的基本形式及关键参数，并针对使用工况，采用仿真分析，对阀门流道、强度、热应力、共振等关键技术进行分析研究，验证了所选择设计阀门的正确性。本过程能有效指导工程实际中船用蒸汽调节阀选型，在工程应用中具有价值。

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