调节阀选型计算文档格式.docx
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体积小，密封性好，泄漏量小，流通能力大，可调比宽R=100，允许压差大，适用于要求调节范围宽，流通能力大，稳定性好的场合。
（6）V型球阀（VV）:
流通能力大、可调比宽R=200〜300,流量特性近似等百分比，v型口与阀座有剪切作用，适应用于纸浆、污水和含纤维、颗粒物的介质的控制。
（7）0型球阀（VO）:
结构紧凑，重量轻，流通能力大，密封性好，泄漏量近似零，调节范围宽R=100〜200,流量特性为快开，适用于纸浆、污水和高粘度、含纤维、颗粒物的介质，要求严密切断的场合。
（8）隔膜调节阀（VT）:
流路简单，阻力小，采用耐腐蚀衬里和隔膜有很好的防腐性能，流量特性近似为快开，适用于常温、低压、高粘度、带悬浮颗粒的介质。
（9）蝶阀（VW）:
结构简单，体积小、重量轻，易于制成大口径，流路畅通，有自洁作用，流量特性近似等百分比，适用于大口径、大流量含悬浮颗粒的流体控制。
三、调节阀的流量特性及其选择
调节阀流量特性分固有特性和工作特性两种。
固有特性又称调节阀的结构特性，是由生产厂制造时决定的
调节阀在管路中工作，管路系统阻力分配情况随流量变化，调节阀的前后差压也发生变化，这样就产生了调节阀的工作特性。
3.1结构特性
调节阀是通过行程的变化，改变阀芯与阀座间的节流面积，来达到控制流量的目的。
因此阀芯与阀座的节流面积跟着行程怎样变化，对调节阀的工作特性能有很大影响。
通常把调节阀的相对节流面积与阀门的相对开度之间的关系称为调节阀的结构特性。
所谓阀门的相对开度是指调节阀某一开度行程与全开行程之比
（角行程与直行程道理相同），用匸L/Lmax来表示。
所谓阀门的相对节流面积是指调节阀某一开度下的节
流面积与全开时的节流面积之比，用f=F/Fmax来表示。
调节阀结构特性的数学表达式为：
f=①（）（3-1）
上式的函数关系取决于阀芯及相关阀门组件的形状和结构。
不同的结构就形成了几种典型的结构特性。
3.1.1直线结构特性
阀门的相对节流面积与相对开度成直线关系。
即：
df/dl=c（3-2）
式中：
c为常数
设边界条件为：
当L=0时，F=Fmax；
L=Lmax时，F=Fmax:
解上述微分方程，并带入边界条件得出数学表达式为：
（3-3）
R=Fmax/Fmin为调节阀节流面积的变化范围。
3.1.2等百分比结构特性
阀门的相对节面积随行程的变化率与此点的节流成正比关系。
df/dl=cf（3-4）
解上述微分方程，并代入前述相同边界条件，得出数学式为：
f=R（l-1）（3-5）
R=Fmax/Fmin
3.1.3快开结构特性
阀门的节流面积随行程变化，很快达到最大（饱和），此阀适用于迅速开闭
3.1.4抛物线结构特性
阀门的相对节流面积与相对开度成抛物线关系。
（3-6）
解上述微分方程，并代入前述相同的边界条件，得出数学式为:
1-
八豆1十（"
T"
--（3-7）
3.2工作流量特性
q=Q/Qmax来表
调节阀的流量特性是指介质流过阀门的相对流量与阀门的相对开度之间的关系相对流量用
示。
调节阀的流量特性的数学表示式为：
q=①
（1）（3-8）
一般说来，改变调节阀的节流面积，便可控制流量；
但实际上由于各种因素的影响，如节流面积变化的同
时，还发生阀前后压差的变化，而压差△PV的变化引起流量的变化。
为了分析问题方便，先假定阀前后压
差是固定的。
321理想流量特性
在调节阀前后压差一定的情况下（空v=常数）得到的流量特性，称为理想流量特性。
假设调节阀各开度下的流通能力与节流面积成线性关系，即：
Ci=Cf（3-9）
C:
阀全开时的流通能力
Ci：
阀在某一开度下的流通能力
f:
相对节流面积
由流体力学得知，伯努利方程可以推导岀调节阀流量方程为：
F:
调节阀节流面积
「调节阀阻力系数，随开度变化
g：
重力加速度
r:
流体重度
P1，P2：
调节阀前、阀后压力调节阀的流量方程也可以简化写为：
（3-11）
当f=1时，Q=Qmax则可得到：
1労捋
（3-12）
考虑到△P为常数，将式（3-11）和（3-12）相比即得：
q=f（3-13）
综上可知，当阀门各开度下的流通能力C与节流面积F成线性关系时，即假定阀前后压差固定，4P为常数
时，调节阀的理想流量特性与调节阀的结构特性完全相同，这样一来，调节阀的理想流量特性，也就有直线、等百分比、快开、抛物线等4种形式
3.2.2实际工作流量特性
在调节阀前后压差变化的情况下，得到的流量特性，称为工作流量特性。
在实际的工艺装置中，调节阀安装在工艺管道系统中，由于除调节阀以外的管道、装置、设备等存在阻力，并且该阻力损失随通过管道的流量成平方关系变化。
因此，当系统两端压差AP—定时，调节阀上的压差AP就会随着流量的增加而减小，如图1所示。
这个压差的变化也会引起通过调节阀的流量发生变化，因此这时调节阀的理想流量生就会产生畸变而成为工作特性。
AF
Ij8«
cfl
g100a
国1馬廳肯道的调节阀匝羞心J
管道系统的总压差△Ps是管道系统（除调节阀外的阀门、设备和管道）的压差与调节阀前后压差之和，即：
△P=△P2+EAP1（3-14）
图1（”中厶Pvm是最大流量时调节阀前后的压差，刀△Pim是最大流量时管路系统的压差，令：
*皿一'
Pg
（3-15）
这就是工艺管道系统的阻损比S,也就是调节阀全开时，阀上的压降△PV与管路系统各局部阻力件之和XPim
加阀上的压降△Pv，两者之间的比根据式（3-11），则调节阀通过的流量即：
如果工艺管道系统的阻力损失全部由调节阀决定，即管道设备阻力等于零时（APv=△Ps），此时的系统阻损
比S=1，则调节阀前后压差就是管道系统的总压降厶Ps。
此时调节阀工作特性就成为理想特性，此时的最
大流量为：
Gmax=&
f[Kp~门\Kr
fJ=cj
aJ-tjiJw
（3-18）
如果将式（
3-16）和（3-18）相比就可以得到
Q作参此量的相对流量特性：
亠J
'
Sms?
\」（3-19）
3-16）和（3-17）相比就可以得到以
Q10o作参比量的相对流量特性
（3-20）
进一步推导，考虑管道系统的节流面积恒定不变其相对面积总是1,则其管道流量表达式如下:
（3-21）
Q:
管道流量
Cg：
管道流通能力
EAPi：
管道阻力
Y：
流体密度
式（3-16）和（3-21）流量相等，并根据式（3-14）则推导出
当调节阀全开时f=1，于是调节阀最大开度时的前后差压（实际是调节阀前后压差的最小值）为:
込二——
（卜1）产+1
C2+C2AF
〜'
（3-23）
将式（3-23）和（3-22）联豆解方程组则有
（3-25）
（3-24）
将式（3-24）代入式（3.19）则得到
将上式中代入相应的结构特性，就可以得出Qmax作为参比值的工作特性如图2。
由于实际上S<
1，因此工作特性中Q和Q100都将相对减小。
随着调节阀开度的增加，管道系统的流量也随之增加，则管道系统的压降EAPi从最小（近似等于零）逐步增大到刀Pim。
这样一来，随着调节阀开度的增加，调节阀前后压差将由于EAPi的增加而减少，参看图1。
因此实际上管道系统的最大流量Q100必
然小于理想情况（S=1）时的最大流量Qmax也就使得直线和等百分此两种调节阀的特性曲线都随S的减小
而下垂，如图2。
珮窃礦言道以备址対重比值的工件特性
5T
Qmq（l-E严十E
（3-26）
将式（3-24）和厶Pm=S?
A代入式（3-20）则得到:
将上式中代入相应的结构特性，就可以得出Qioo作为参比值的工作特性，如图3。
对于一个流量调节阀的管道系统，阻损比S值（又称压降比）越大，则说明调节阀的压降占整个系统比重
越大，调节阀控流能力越大；
如果S=1.0，则△Pv=△Ps是不变的，则调节阀工作特性就是理想特性。
反之
S值越小，则说明调节阀的压降占整个系统的比重越小；
也就是调节阀的控制能力越差，也就是当流量增加时，调节阀前后压降逐步减少。
因此调节阀的节流面积虽然增大了但由于AP减小，流量并没有按理想
特性增大，而使流量增大速率变缓。
随着S值的减小，即管道阻力增加，则带来两个不利的后果：
一是调
节阀的流量特性发生越来越大的畸变；
直线特性渐渐趋于快开特性，等百分比特性渐渐趋于直线特性，这样一来使小开度时放大系数增加、大开度时放大系数减小，造成小开度时控制不稳定和大开度时控制迟钝。
因此在实际使用中，通常要求S值不低于0.3〜0.5。
二是调节阀的可调节阀的可调范围随之减小，实际可调比R"
随S减小而减小：
（3-27）
R:
调节阀的固有可调比
R调节阀的实际可调比
（a）调节罔为直域貉构特性
调节阀齿等百分比结构特性
珮串联管道以出闵为梦比值的工作特性
3.3流量特性的选择
直线结构特性调节阀的特性曲线的斜率在全行程是一个定值以相对行程I等于10%、50%、80%三点为例；
当行程变化10%时，所引起节流面积变化总是10%，我们再看它的节流面积相对变化值分别为：
^^-100%=100%
10
.wo%=20%
50
9Q~S0.10C%=l2.j%
so
由此可见，直线结构特性在变化相同行程情况下，阀门开度小时，节流面积相对变化值大；
阀门开度大时，
节流面积相对变化值小。
这个特点，往住使直线结构特性阀门在小开度情况下的灵敏度过高而导致控制性
能变坏。
再看等百分比结构特性的调节阀，其特性曲线的斜率是随行程的增大而递增的。
以同样的相对行程等于
10%、50%、80%三点为例，当行程变化成10%，（假设R=30）所引起的节流面积变化分别是1.91%、7.3%
和20.4%;
因此这种阀在接近关闭时工作得缓和平稳，而在接进全开启状态时工作的灵敏有效。
同样再看
它的节流面积相对变化率分4为：
由此可见行程变化成10%，所I起节流面积变化的相对值总是40%,具有等比率特性、等百分比结构特性即由此得名。
实际市场上调节阀，有直线、等百分比和快开三种基本特性。
对于陕开特性，一般用于两位式调节和开关控制。
对于调节系统选择调节阀特性，则指的是如何选择直线和等百分比特性在设计选用中主要依据以下两个原则。
（1）从控制系统的控制品质岀发，选择阀的工作特性
理想的控制回路，希望它的总放大系数在控制系统的整个操作范围内保持不变，但在实际生产过程中控制对象的特性往往是非线性的，它的放大系数要随其外部条件而变化。
因此，适当选择调节阀特性，以调节阀的放大系数变化来补偿对象放大系数的变化，可将系统的总放大系数整定不变，从而保证控制质量在整个操作范围内保持一定。
若控制对象为线性时，调节阀可以采用直线工作特性。
但许多的控制对象，其放大系数随负荷加大而趋小，假如我们选用放大系数随负荷加大而趋大的调节阀，正好补偿。
等百分比特性阀具有这种性能，因此它得到广泛应用。
（2）从配管情况岀发，根据调节阀的希望工作特性选择阀的结构特性。
必须说明，按第一原则选岀的是阀的工作流量特性。
由于流量调节阀的管道系统各不相同，S值的大小直
接引起阀的工作流量特性偏离其结构特性而发生畸变。
因此，当我们根据已定的希望工作特性来选取调节阀的结构特性时，就必须考虑配管情况。
S值大计时，调节阀的工作特性畸变小；
反之S值小，调节阀的
工作特性畸变大。
考虑配管情况可以参考表1进行选择。
表1阀的结构特性选择
调节阀与系统压降比S
1-0.6
0.6-0.3
V0.3
调节阀的工作流量特性
快开
直线
等百分比
控制不适宜
调节阀的结构特性
选择阀的结构特性与S值很有关系，S值大则工作特性畸变小，对控制有利。
但是，S值大说明调节阀的压
力损失大，这样不经济。
因此必须综合考虑，工程设中普遍认为压降比S为0.3〜0.6是比较合适的。
调节阀计算与选型指导
（二）
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四、调节阀口径的计算与选择
4.1调节阀口径的选择步骤
在已知工艺生产流程，确定阀的控制对象和使用条件，按调节阀选型原则选定阀的种类型号和结构特性以
后，就可以进行下一步选择调节阀的口径。
调节阀口径的选择步骤如下：
（1）根据工艺的生产能力设备负荷，确定计算调节阀流通能力的最大流量、常用流量、最小流量、计算压差等参数。
（2）根据被控介质及其工作条件选用计算公式，确定流体介质密度、温度、粘度等已知条件井换算到工作
状态下，然后代入公式计算岀流通能力Kv。
而后按阀的流通能力应大于计算流通能力的原则，查阅生产厂
提供的资料，选取调节阀的口径。
（3）根据需要验算开度或开度范围、可调比R等。
（4）计算结果若满意，则调节阀口径选定工作完毕。
否则重新计算、验算。
调节阀的流通能力，是指调节阀上的压头损失一个单位时，流体通过调节阀的能力。
阀门的流通能力也称
流量系数Kv。
如今国际规定：
温度为5C至40C的水，在105PA压降下，1小时内流过调节阀的立方米数。
关于流量系数即调节阀流通能力的计算，各类书刊介绍颇多.上海工业自动化仪表研究所编写的《调节阀口
径计算指南》（以下简称《指南》）已有详细的论述。
《指南》是我国调节阀口径计算的准标准，很有权威性，它将介质流体分为不可压缩流体可压缩流体和两相流3种对象，根据不同介质选用不同的计算公式。
《指南》给岀了详细的计算步骤，并提供了各种流体介质的计算实例，甚至实现了计算机程序化计算，本文不再赘述。
选择正确的计算公式，合理确定计算流量和计算差压是很重要的，不然将导致调节阀口径选择不当。
4.2确定计算流量
调节阀口径计算的流量，应是系统工作的最大流量Qmax，也就是调节阀最大开度时的流量Q100，该值是由
工艺设计人根据设备的生产能力、物料平衡、控制对象的极限负荷变化，以及预测的可能扩大的生产能力与操作条件变化等因素，综合考虑后确定的。
通常，取正常操作流量的1.3〜1.5倍作为计算的最大流量较为合适。
过大，势必使阀径选择过大，这将使得调节阀经常处于小开度工作状态。
可调节范围显著减小，动作频繁，阀的调节特性变环，严重时则影响调节系统的稳定性和阀的寿命；
过小则形成瓶径，不能满足生产上对流量的需要。
设计中如果必须考虑富裕量时，阀径可以选得稍大一点，但在近期时应使阀的开度不小于40%〜60%。
对分
期建成的工程，不能用最终规模的流量作为计算流量。
因此，在设计中应积极协助工艺合理确定计算流量，
为正确计算，合理选定阀径创造条件。
据调查，设计中选定的阀径，偏大的情况占多数，由此造成调节系统不稳定甚至失灵的后果履见不鲜。
设计者应该反复推敲，合理确定计算流量，这一点很重要。
4.3确定计算差压
进行调节阀口径计算时要确定最大流量时阀前压力P1和阀后压力P2，这样P1-P2=△P就是计算差压P
这个参数选定直接影响计算结果，工艺专业往往未经深思熟虑就给岀P1和P2。
当然，这也是一个较难确定
的参数，在设计时应该积极配合工艺专业，合理确定计算差压，阀前后压差选定极大地影响调节阀的工作特性。
调节阀的工作特性实际上取决于调节阀的压降与管路系统总阻力损失的比，这个比值S越大，阀的
特性就越接近F理想；
但是S值过大时将会使阀上阻损过大，增加能量的损耗，因此，确定调节阀压降是十分重要的。
压降△Pv的选定方法，根据不同的已知条件有多种，现介绍常用的几种方法如下：
（1）按管路系统的阻损比来确定△Pv
所谓阻损比S,就是在调节阀全开时，阀上的压降△Pv与管路系统各局部阻力件压降之和刀厶P1加阀的压
降厶Pv的总和的比S,其数学表达式：
二V■（4-1）
整理后，得计算差压为：
1-S（4-2）
所谓铸路系统的局部阻力件，即管段、弯头、三通、手动阀门、节流装置等等。
刀△P1一般由工艺专业提
供，也可以按下式求得：
AZ?
=e—p
兀（4-3）
£
为阻力系数，可查阅管道专业的阻力系数图表；
v为流速m/s;
P为流体密度g/m3；
△Pi为阻力损失kPa。
s值的大小与调节阀的工作特性有密切关系，当S=1时系统总阻损几乎全部集中到阀上，随着S值的减小，不仅阀在全开时流量减少，而且流量特性也发生变化，可参考表1。
因此，一般工程设计中，不希望S<
0.3,常用范围S=0.3〜0.7,最好在0.5左右。
对于密闭容器有静压波动的场台，考虑到系统背压波动会直接影响
阀上压降的变化，使S进一步减小，如锅炉给水自动调节系统，在计算压降△Pv时，还直增加5%〜10%的
系统背压，即：
ah
.,.（4-4）
关于管路系统的选定，一般取调节阀前后最靠近阔的两个定压点之间的一段管路作为系统的管路。
所谓定
压点，即该点压力不随流量变化而变化。
例如，阀前的介质总管、车间总管、风机岀口等，阀后的炉膛压力、喷嘴前压力等一般来说是不变的。
（2）按定压点的压差选取阀的压降
在初步设计时，由于工艺管路尚未具体确定，这时局部阻力形式还不知道，按上述公式（4-2）、（4-3）计
算是有困难的，但阀前后的定压点一般是可以确定的。
设Pi为阀前定压点压力，P2为阀后定压点的压力，则：
△Pj+△Pv=P1-P2（4-5）
代入上述公式（5-1），得：
△Pv=S（P1-P2）（4-6）
（3）如果已知原动机（风机，泵等）的特性和管道系统的阻力变化特性，如图（4.1）。
團（*7〉原动机特性和管道限力特性
如上图调节阀前后压降可由F式求得：
△P=PAmin-PBmax（4-7）
PAmin为原动机在给定流量时的最小压力；
PBmax为管路系统在给定流量的最大压力损失。
（4）对f要求阀后保持恒压的系统，如已知管路中可能的最小压力Pimin和调节器的压力整定范围PTmin〜PTmax
则可取：
△P=Plmin-PTmax（4-8）
（5）对于放空调节阀压降的选取
对于气体管道中的放空调节阀，在正常情况下，放空是全闭的，阀前的压力为Pi,它与管网的压力一样。
阀后的压力P2是大气压。
但阀全开后，阀后的压力P2就与放散的流量有关。
放散量随阀后阀前的压力比
P2/P1的大小而变化。
当P2/Pi=1时，放散流量等于零，随此比值的减小，流量增大。
当达到某一所谓临界压力比时，流量将达到最大值，继续减小压力比时，流量将保持此最大值不再改变。
放空调节阀多数用于保护性装置，希望在短时间内达到最大的放空量。
同时还要使所选的阀能起到调节作用，并且尺寸的大小还要符合经济的原则。
因此，在选取计算压降△Pv时，根据临界压力比来确定是比较合理的。
临界压力比对于不同的气体有不同的值，对于空气或双原子气体，临界压力（P2/P1）L=0.528其它气体的
临界压力比，可以参考表2。
表2气体的临界压力比值表
序号
气体介质名称
多变指数K
临界压力比P2/P1
1
单原子气体
1.667
0.498
2
双原子气体
1.400
0.528
3
原子气体和过热水蒸气
1.300
0.546
4
饱和水蒸气
1.135
0.378
根据临界压力比计算选取阀的压降，可按下列公式计算:
这时阀后的压力P2=Pi（P2/Pi）L,用以克服放散管的阻力和气流冲向大气的动力。
其装置的原理如图（4-2）
（6）对于现成的管路系统，如果需要设计安装调节阀，在计算调节阀径时，最好先测岀最大负荷。
手动球
型阀前后的压力Pi和P2。
计算压降则如下式求得：
△Pv=Pi-P2（4-i0）
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