減壓閥流動特性研究進展*

魏 琳 張 明 顏孫挺 費 揚 陳立龍 金志江

(1.浙江大學化工機械研究所；2.杭州華惠閥門有限公司)

減溫減壓裝置由減壓系統、減溫系統、安全保護裝置和熱力調節儀表組成[1]，通過對電站鍋爐、工業鍋爐及熱電廠供熱機組的抽、排氣口等輸送一次過熱蒸汽來進行減溫減壓，使二次蒸汽的壓力和溫度滿足用戶要求[2]，從而保證系統設備正常運行，實現廢熱利用。鍋爐和汽輪機技術的廣泛應用促進了減溫減壓裝置的發展，尤其在20世紀50年代以后，隨著控制技術、液壓技術、加工制造技術和材料科學的迅速發展，減溫減壓裝置產品種類也進一步增加，應用越來越廣泛，在工業領域中發揮著重要作用[3]。

隨著我國大型煤化工、大容量發電機組、百萬噸級乙烯工程、新能源工程及航空母艦等國家重點工程的建設和發展，企業對減溫減壓裝置的需求不斷擴大，對大流量、高減壓比、快速調節及低噪聲等特性的要求越來越高。傳統減溫減壓裝置的結構和強度已不能滿足復雜工況的要求，尤其在高溫高壓、流量變化范圍大和減溫減壓幅度大的情況下，存在安全可靠性差、噪音高、壽命短、工作效率低、結構復雜及成本高等缺點[4]。

目前，高參數減壓閥的設計主要為經驗設計和引進國外技術，對高參數減壓機理、內部流動和結構優化的研究和自主設計較少；同時，高參數減壓閥內流動復雜，湍流強度大，導致噪聲和振動的原因較多，為設計提出更嚴格的要求。針對現有問題，研究學者們對減壓閥流動特性和氣動噪聲特性進行了研究，分析減壓機理、大范圍流量調節性能、噪聲影響因素及高溫高壓強度性能等。在此，筆者對國內外已有的高參數減壓閥結構和相關研究進行總結，為高參數減壓閥開展進一步研究提供理論依據，對促進產品實現創新性的改進和完善，推動我國減溫減壓技術與裝置的科技進步，打破國外技術封鎖和產品壟斷具有重要的科學意義和工程價值。

1 減壓閥結構類型

1.1減壓閥分類及其基本原理

減壓閥按照動作原理可以分為直接作用式和間接作用式兩類。

直接作用式減壓閥利用介質本身的能量來控制所需壓力；間接作用式減壓閥利用外界動力，如氣壓、液壓或電氣等來控制所需壓力。前者結構簡單，后者精度較高[4]。

直接作用式減壓閥按照結構形式可分為活塞式減壓閥、薄膜式減壓閥和波紋管式減壓閥。

活塞式減壓閥[5](圖1)通過活塞來平衡壓力，帶動閥瓣運動實現減壓。其體積小、便于調節、使用范圍較廣，適用于空氣、水及蒸汽等介質，尤其適用于介質溫度較高的情況。但其靈敏度較薄膜式減壓閥低，制造工藝要求高。

圖1 活塞式減壓閥

薄膜式減壓閥[6](圖2)采用薄膜作為敏感元件，直接傳感下游壓力變化帶動閥瓣運動。其敏感度較高，但薄膜易損壞，且使用溫度受限，常應用在水及空氣等溫度與壓力不高的場合。

圖2 膜片直接作用式減壓閥

波紋管式減壓閥[7](圖3)不存在活塞摩擦力，利用波紋管傳感閥門出口壓力，驅動閥瓣改變并控制閥門開度，最終實現減壓穩壓功能。其敏感度較高，與薄膜式減壓閥相比不易損壞，且行程較大，但制造工藝復雜、成本高。

圖3 波紋管式減壓閥

間接作用式減壓閥一般用于對高壓蒸汽壓力的控制。由于不需要介質本身來控制壓力，因此間接作用式減壓閥結構簡單，主要包括閥體、閥桿、閥瓣及閥座等，其控制依賴于執行機構的調節。執行機構主要有電動、液動、氣動和聯動4種驅動方式，其中聯動為電動、液動和氣動的組合驅動。

電動執行機構將調節器的電信號(0～10mA或4～20mA)轉換為位移輸出信號，操縱閥門，實現自動調節。其特點是動力源廣、操作迅速且容易滿足各種控制要求。

液動執行機構是以高壓液體為能源的執行機構，其優點是結構簡單、工作可靠、多用于功率較大的場合，但其動作緩慢、體積大、不適用于快速控制和集中控制。

氣動執行機構根據調節器輸出的氣壓信號(20～100kPa)產生相應的推力，使推桿產生相應位移[8]，進而推動閥門閥桿進行調節。氣動執行機構是將信號壓力轉換為閥桿位移的裝置，其特點是結構簡單、動作可靠、性能穩定及本質防爆等。

減壓閥按公稱壓力(PN)分類，可分為真空減壓閥(工作壓力低于標準大氣壓)、低壓減壓閥(PN≤1.6MPa)、中壓減壓閥(PN在2.5～6.4MPa之間)、高壓減壓閥(PN在10.0～80.0MPa之間)和超高壓減壓閥(PN≥100.0MPa)。

按介質工作溫度(T)分類，可分為高溫減壓閥(T>450℃)、中溫減壓閥(120℃

1.2高參數減壓閥結構類型

為滿足極端工況對大流量、高減壓比、快速調節和低噪聲的要求，高參數減壓閥應運而生。目前國外采用的高溫高壓蒸汽高參數減壓閥多為帶孔板或打孔套筒的柱塞式減壓閥。

大多數緊湊型工廠需要具有直接噴水結構的蒸汽減溫減壓裝置來滿足節省空間的要求。簡潔、堅固耐用的小流量三法蘭減壓閥[9](圖4a)適用于流量較小或壓力較低的情況，打孔套筒可以減少蒸汽對閥體的沖擊并降低噪聲。角式緊湊型減壓閥(圖4b)適用于中壓條件，閥體鑄造，焊接式連接，帶有1～4級降壓附加固定節流裝置。在高溫高壓工況下，考慮到直接噴入減溫水對材料負荷影響較大，在結構不連續處會產生較大的應力集中，因此可采用分體式減溫減壓裝置(圖4c)，其特點是可以將減溫和減壓過程分開(先減壓后減溫)，在降壓末端布置可調式噴嘴結構進行減溫。

文獻[10]提出的減壓閥使用了一種稱為Whisperjet的結構，每個Whisperjet截面的周圍都有4或6個孔口，孔口向內排放，這樣流體蒸汽就能相互碰撞、降低壓力，而不會碰撞閥門或截面本身。對于減壓較大的情況，將若干個Whisperjet組合，減小各截面的壓降，從而可以有效避免產生聲速流動。該結構減壓閥具有壓降高(壓力等級最高可達ASME 4500)、無零件侵蝕、降壓級數靈活、噪音低、部件磨損輕微、壽命長及可靠性高等特點。

a. 小流量三法蘭減壓閥

b. 角式緊湊型減壓閥

c. 分體式減溫減壓裝置

國內減壓閥主要適用于低溫低壓工況，而高參數減壓閥主要結構有角式單柱塞減壓閥及籠罩式閥芯減壓閥等。

角式單柱塞減壓閥(圖5)主要應用于工作壓力不小于10MPa、工作溫度不小于540℃的場合。其主要特點為：采用液壓或氣動執行機構，啟閉時間可達到3～5s；采用先減壓后減溫的分體結構，避免材料的交變應力，提高安全可靠性；采用單座柱塞和孔板消音的減壓結構形式，噪聲低，可調范圍大；閥體采用鍛焊結構，設計壽命達30a以上；采用大直徑閥桿，閥桿與閥瓣一體，強度高，抗震性強。

圖5 角式單柱塞高參數減壓閥

籠罩式閥芯減壓閥的閥芯與圖4a中的閥芯相同，由帶有節流孔的閥瓣和閥籠組成，蒸汽壓力和流量由控制套筒內的閥瓣位置來決定。籠罩式閥芯減壓閥適用于流量和壓力較低的情況，具有噪音小及精度高等優點。

2 減壓閥研究方法

對減壓閥的研究主要有試驗及模擬分析等方法，其中模擬分析又包括理論模型模擬和數值模擬。

2.1試驗方法

試驗方法可以提供有效可靠的數據，通過測量流量及出入口壓力等分析減壓閥的流量特性、啟閉特性和壓力損失[11，12]。試驗又分為靜態試驗和動態試驗：靜態試驗可以綜合考驗閥門的活動靈敏性、密封性和設計的合理性；動態試驗是檢驗氣體減壓閥工作穩定性的重要環節[13]。通過試驗還可以測量噪聲和振動數據[14]。

Fester V G等為研究壓力損失系數和雷諾數之間的關系進行了大量試驗，結果表明，閥直徑對損失系數有一定影響，幾何和動力相似性對閥門是不成立的，因此閥門試驗必須采用實際比例結構的閥門來進行，以保證結果的準確性[15]。

試驗數據直觀可靠，是減壓閥設計與開發必不可少的步驟之一，然而試驗成本較高，在復雜工況下，如高溫高壓氣體減壓過程，試驗難度較大，且優化設計過程需要大量重復性試驗，降低了產品設計速度。

2.2模擬分析

2.2.1理論模型模擬

理論模型大部分為簡化的一維模型，通過描述閥芯位移與流量、壓力的關系，研究閥門管路網絡的動態行為。網絡動力學由微分代數方程或瞬態偏微分方程來描述。偏微分方程的求解較為復雜，魯棒性差，因此應盡量使用簡單模型。

(1)

(2)

式中Cv——排放容量，m2.5/s；

hin、hout、hset——入口、出口和設定壓頭，m；

q——體積流量；

x——閥芯距關閉位置的位移；

αopen、αclose——開啟和關閉系數，由試驗測得。

Ulanicki B等將文獻[16]的現象模型應用于水力控制器的流動調整過程[18]。Shin C H等引入一維可壓縮流動理論，建立了減壓控制閥系統的不可逆絕熱流動模型，闡述了瞬態壓降和其他與流體動態特性相關的因素之間的關系[19]。利用Flow-Master II軟件，采用試錯法求解連續性方程、動量方程、能量方程和理想氣體狀態方程。Wang X H等通過建立液壓比例調節閥閥芯的受力平衡方程，其中閥芯由比例電磁鐵推動，分析得到閥芯位移與線圈電流的關系式，表明閥芯位移和輸入電流呈線性關系[20]。

理論模型建立過程中需對流動或者結構的影響進行假設，其計算較為簡單方便，可以用于求解規律性的問題和流場變化趨勢。但其也有許多不足之處，如解析法無法應用于變化復雜的、非線性流動問題，對復雜方程的求解較為困難。

2.2.2數值模擬

數值模擬方法可以觀察內部流動或應力場分布，相對試驗方法，其成本較低。對于高溫高壓等復雜工況，可采用數值模擬方法來進行分析。

計算流體動力學(Computational Fluid Dynamics,CFD)的基本思想是利用有限離散點上變量值的集合來代替空間域上連續的物理場，如速度場和壓力場；然后，按照一定方式建立這些離散點上變量之間關系的代數方程組，通過求解代數方程組獲得場變量的近似值[21]。隨著計算機技術的迅速發展，CFD的應用已經從摸索階段發展到廣泛應用于研究流體內部流動情況，如空化現象、液動力特性、流量特性及動態特性等，其結果的可靠性也已經得到驗證[22，23]。

3 減壓閥流動特性研究現狀

3.1流動特性

3.1.1空化效應

對于介質為液體的減壓閥，當閥內局部壓力降至臨界壓力時，水中氣核成長為氣泡，即為空化效應。氣泡潰滅對結構形成侵蝕，并誘發振動與噪聲，其作用不可忽視。

單相流數值分析中，可通過觀察流體壓力是否低于飽和蒸汽壓力判斷是否發生空化[24]。而在文獻[25，26]的數值研究中，閥內介質為水和蒸汽兩相，可直觀地通過模擬結果中相分布云圖(圖6)判斷是否產生空化，結果表明隨著出口壓力增加，水蒸氣氣相體積分數減小。

為減少空化的產生，An Y J等對傳統帶有楔形套筒的減壓閥進行優化，提出相同工況下多孔套筒減壓閥內流體壓力的最低值高于傳統閥門[27]。即可以通過增加多孔結構減少空化的產生，從而增加閥門的使用壽命。

a. 出口壓力0.1MPa b. 出口壓力0.2MPa

3.1.2總壓損失

由于阻力等原因，經減壓閥后總壓降低，存在總壓損失，影響整個裝置的效率。因此，研究學者們對減壓閥的壓力損失進行了研究。

朱松強等針對600MW機組主汽閥和調節閥組系統壓力損失偏大的問題，分析了閥門的總壓損失、阻力系數和流速分布情況，結果表明調節閥最高流速超過許用范圍，節流損失較大，而主汽閥損失偏大是由于濾網流通面積過小[28]。Kerh T等分析了入口流量周期變化時，閥芯運動過程中壓力損失隨時間的變化曲線，壓力損失相對速度變化有一定滯后[29]。馮衛民等對偏心蝶閥、桁架式蝶閥和龜背式蝶閥的分析表明，漩渦流動會引起劇烈擾動，消耗機械能，引起總壓損失[30]。

因此，在對減壓閥流道進行設計時應盡量減少漩渦的產生，同時控制流速，從而減少總壓損失。

3.2液動力特性

液動力對閥的調節性能有一定影響，穩態液動力是使閥趨向于閉合的作用力，而瞬態液動力與閥芯運動方向相關，在小開口大壓差工況下，瞬態液動力值很大，因此在設計閥時必須考慮[31]。

通過壓力場分布可計算出閥芯受流體的作用力，分析閥芯和流體的相互作用。Mokhtanadeh-Dehghan M R等通過對閥芯面上壓力積分得到流體對閥芯的作用力，其結果與試驗符合，并指出復雜流場引起的漩渦區緩和了最小流動面積，從而影響閥芯的受力[32]。Cho T D等分別將閥出入口壓力和閥芯上下表面的壓力代入閥芯力平衡方程，得到了氣動力、壓差力和彈簧力[33]。馮進等指出隨閥前靜壓的增加，閥芯所受軸向力呈線性增加，但沒有考慮流體的可壓縮性[34]。李光飛等的研究結果表明，瞬態液動力影響系統的阻尼，是引發閥芯周期性振動的重要原因，若流量變化滯后于閥芯位移，則在運動中將產生正負交替變化的阻尼，引起持續的自激振動[35]。

綜上所述，減壓閥正常工作時流體對閥芯的作用力可看作穩態液動力，其對閥門的作用基本穩定；閥門啟閉過程和流量變化條件下，流體的作用力為瞬態液動力，其與流量和壓差的關系仍需進一步研究。

3.3噪聲分析

減壓閥內流動復雜，湍流強度大，實際應用中有很大的噪聲，為此，研究學者們對其內部噪聲產生機理進行了研究。

Nakano M等根據滯止壓力與大氣壓的比將減壓閥內流動分為弱錐面流、強錐面流、閥座流和自由出流，研究了這4種流動的流動和噪聲特性，分析了超音速環形流對噪聲和振動的影響，結果表明，沿閥芯的環形射流與壁面分離，其分離邊界層極其不穩定，易產生漩渦，引起腔內共振[36]。王煒哲等對超臨界汽輪機主調節閥進行研究，發現閥腔流動死區的渦量較大(圖7)，在主汽閥和調節閥喉口處漩渦較明顯，渦量大的位置噪聲輻射水平必然很強[37]。鐘云等也指出，調節閥閥座縮口和閥芯表面渦量較大，易引起振動和噪聲[38]。閥門快速開啟時，氣體在節流閥后方會產生反漩渦線，從而形成大范圍連續的湍流，引起較大噪聲[39]。寬頻噪聲峰值是漩渦脫落所引起的音調噪聲的典型特征，文獻[40，41]用試驗方法得到了閘閥結構的聲波響應以確定音調噪聲的頻率值。

a. 渦量

b. 噪聲源幅度

減壓閥內流動噪聲的主要來源為漩渦流動和高速射流。因此，閥門降噪必須破壞漩渦的形成。由于漩渦強烈的隨機性，其尺度和頻率范圍分布較廣，噪聲具有寬頻特性。文獻[42，43]統計了蒸汽管路閥門聲壓級超過140dB監測點的頻譜特性，結果表明噪聲主要是低頻噪聲，高頻段可作次要頻率處理。Yang Q等發現壓力波動主要發生于低頻范圍，同樣證明低頻壓力波動是閥芯的主要振動源[44]。

針對減壓閥的噪聲和振動問題，Amini A和Owen I測試了不同閥芯和閥座結構的減壓閥噪聲，試驗結果表明，60°錐型閥芯的噪聲比其他結構低12dB，機械振動基本消除，且流量增加了25%[14]。適當的閥座倒角可幫助消除漩渦脫落的音調噪聲[40]。單孔板和多孔板也可用于管路中和閥出口處的噪聲控制，其具有結構簡單和降噪效果好的特點[45,46]。

3.4可壓縮性

當減壓閥內介質為液體時，其密度為常數，將其看作不可壓縮流體進行分析。而高溫高壓過熱蒸汽的密度與溫度、壓力相關，其可壓縮性不可忽略，在模擬分析時需通過狀態方程求解密度。

理想氣體狀態方程最為簡單，對實際氣體可近似應用于低壓范圍。Chattopadhyay H等采用理想氣體模型，研究了滑閥不同開度和不同壓降條件下的可壓縮流動，分析了湍流強度和流量系數的變化規律[47]。

在高壓條件下，理想氣體狀態方程應用于實際氣體時存在偏差，可用壓縮因子Z=pv/(RgT)代替，其中，v為實際氣體在壓力p和溫度T時的比體積；Rg為氣體常數。常用的近似實際氣體狀態方程有范德瓦爾斯方程和RK方程。Beune A等結合氣體壓縮因子，采用RK方程的修正式SRK實際氣體方程，分析了高壓氮氣安全閥的排放量和開啟特征，與試驗測試結果的偏差小于3.6%[48]。

4 結論

4.1高參數條件下減壓閥內流速高、壓差變化大，閥內節流元件處有可能存在超音速流動，此時氣體壓力會發生突變，研究其變化機理對分析減壓閥的減壓效果有重要意義。通過多級減壓可以提高減壓閥的調節范圍，因此應加強對多級減壓機理的探索。

4.2減壓閥啟閉和流量大幅變化時流體對閥芯的液動力會導致其發生振動，目前的減壓閥設計未考慮該瞬態液動力，因此可通過試驗和動網格數值方法分析不同條件下瞬態液動力的變化過程對提高減壓閥調節性能的重要性。

4.3大量文獻表明，減壓閥內高速流動和漩渦的不斷形成與脫落是引起壓力不穩定和噪聲的主要原因，因此，優化減壓閥內部流道、減少漩渦的產生對降低噪聲有重要的指導作用。同時，在管路中布置孔板可有效降低噪聲，其流動特性和降噪特性仍需進一步研究。

4.4高溫高壓條件下減壓閥內氣體的可壓縮性不可忽略，應重點分析減壓閥對可壓縮氣體的減壓機理和流動特性。

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