蒸汽系统控制阀选型

为蒸汽应用进行控制阀选型可能是一件复杂的事情。本章试图通过使用基本原理来解释流量与压降之间的关系来阐明这一主题。它使用简单的喷嘴来解释临界压力现象，以及如何预测蒸汽通过控制阀时的临界压力。接着讨论了其他特性，如噪音、侵蚀，以及蒸汽通过阀门时如何被干燥或过热，并给出了此类计算的各种示例。它还简要比较了壳管式和板式换热器，并展示了如何使用简单的Kv图表来选型蒸汽阀门。

在讨论蒸汽系统控制阀选型之前，回顾一下蒸汽在传热应用中的特性是有用的。

• 蒸汽以特定压力供应到控制阀的上游侧，通过控制阀后进入也在特定压力下运行的换热器。
• 蒸汽通过控制阀进入设备的蒸汽空间，在那里与传热表面接触。
• 蒸汽在传热表面上凝结，产生冷凝水。
• 冷凝水的体积远小于蒸汽。这意味着当蒸汽凝结时，蒸汽空间中的压力降低。
• 蒸汽空间中压力降低意味着控制阀两侧存在压差，蒸汽将以与压差成比例的某种方式从高压区（控制阀上游）流向低压区（设备中的蒸汽空间），理想情况下平衡蒸汽凝结的速率。
• 进入设备的蒸汽流量由该压差和阀孔尺寸决定。如果在任何时候，通过阀门的蒸汽流量小于凝结速率（可能阀门太小），换热器中的蒸汽压力和传热速率将低于所需值；换热器将无法满足热负荷。
• 如果使用调节控制系统，当工艺温度接近控制器设定点时，控制器将以相关量关闭阀门，从而降低蒸汽流量以维持较低热负荷所需的较低压力。（打开和关闭阀门的动作通常被称为增加或减少”阀门升程”；这在第6.5章”控制阀特性”中有更详细的解释。）
• 关闭阀门会降低质量流量。蒸汽空间中的蒸汽压力下降，蒸汽温度也随之下降。这意味着蒸汽和工艺之间的温差变小，因此传热速率降低，符合公式2.5.3。 在过程中，总传热系数（U）变化不大，面积（A）是固定的，因此如果平均温差

ΔTm减小，则从蒸汽到二次侧流体的传热量也会减少。

饱和蒸汽通过控制阀的流动 换热器制造商将设计设备以提供一定的热量输出。为实现该热量输出，传热表面（例如壳管式换热器中加热盘管的内部）需要特定的饱和蒸汽温度。对于饱和蒸汽，温度和压力严格相关；因此控制蒸汽压力可以轻松调节温度。

考虑一个应用，其中10 bar g的蒸汽供应到控制阀，一定质量流量的蒸汽通过阀门进入换热器。阀门保持全开（见图6.4.1）。

• 如果安装DN50阀门且阀门全开，阀门上的压降相对较小，供应到换热器的蒸汽处于相当高的压力（和温度）。因此，实现设计负荷所需的加热盘管相对较小。
• 现在考虑，在蒸汽供应管路中一个全开的DN40阀门通过与DN50阀门相同的流量。由于阀孔较小，阀门上的压降必然更大，导致换热器中的压力（和温度）更低。因此，实现相同热负荷所需的传热面积必须增加。换句话说，需要更大的加热盘管或换热器。
• 进一步减小阀门尺寸将需要在控制阀上施加更大的压差才能通过相同的质量流量，并需要增加传热表面面积以维持相同的热量输出。

无论控制阀的尺寸如何，如果工艺需求减少，阀门必须从全开位置向关闭方向调节。然而，行程的前一部分调节效果很小，任何升程百分比变化产生的流量变化百分比更小。通常，10%的升程变化可能仅产生5%的流量变化。随着进一步行程，当阀芯接近阀座时，这种效果逆转，以至于5%的升程变化可能产生10%的流量变化，从而实现更好的调节。

控制阀行程的初始部分（在此期间可观察到这种降低的控制效果）在选择较大控制阀和伴随的满载小压差时更为明显。当选择的控制阀足够小，在满载时需要”临界压差”时，这种效果消失。临界压力将在下面的章节中解释。

此外，如果选择较大的控制阀，阀门孔口的较大尺寸意味着相同的流量变化可以用比小型控制阀更小的升程百分比变化来实现。

这通常会使控制不稳定，增加”振荡”的可能性，特别是在减负荷时。

临界压力 通过阀门的蒸汽质量流量将随压差的增加而增加，直到达到称为”临界压力”的状态。这个原理可以通过观察喷嘴的工作原理以及它们与控制阀的比较来解释。

考虑一个几乎完美的孔口，如图6.4.2所示的缩扩喷嘴。如果其形状设计正确以匹配上下游压力条件和供应蒸汽的状态，它将能以高效率运行。 这种喷嘴可以被认为是一种热机，将热能转化为机械（动能）能。它设计用于以给定的压差排放所需重量的蒸汽，并具有最小的湍流和摩擦损失。

在收缩段，蒸汽速度随着压力下降而增加，尽管蒸汽的比容也随着压力降低而增加。起初，速度增加快于比容，因此通过喷嘴这部分所需的流动面积变小。在某个点上，比容开始比速度增加得更快，流动面积必须变大。在这一点上，蒸汽速度将是音速的，流动面积最小。在该最小流动面积或”喉部”处的蒸汽压力被描述为”临界压力”，当饱和蒸汽通过时，该压力与初始（绝对）压力的比值接近0.58。

临界压力根据流体特性略有变化，特别是与蒸汽（或其他气体流体）的比热比cp/cv有关，这称为流体的绝热指数或等熵指数，通常用符号”n”、“k”或”Y符号 - 正文.jpg”表示。对于过热蒸汽，该比值约为0.55，对于空气约为0.53。

因此，一旦在喷嘴喉部或使用孔口时的”缩脉”处达到临界压差，进一步降低下游压力不能增加通过装置的质量流量。

如果通过整个喷嘴的压降大于临界压降，临界压力将始终出现在喉部。蒸汽在通过喉部后将膨胀，如果出口面积已经正确选型，在喷嘴出口处达到所需的下游压力，并且当蒸汽以高速离开喷嘴时产生很少的湍流。

如果喷嘴出口太大或太小，将在喷嘴出口处产生湍流，降低容量并增加噪音：

• 如果喷嘴出口太小，蒸汽膨胀不够，必须在喷嘴外继续膨胀，直到在低压区达到所需的下游压力。
• 如果喷嘴出口太大，蒸汽在喷嘴中膨胀过度，喷嘴出口处的蒸汽压力将低于所需压力，导致蒸汽在出口外的低压区重新压缩。 喷嘴（图6.4.3）的形状经过平缓修型，使得缩脉出现在喷嘴喉部处。（这与锐边孔口形成对比，锐边孔口的缩脉出现在孔口的下游。缩脉效应在第4.2章”流量测量原理”中有更详细的讨论。） 控制阀可以与缩扩喷嘴进行比较，因为每一个都有高压区（阀门入口）、收缩区（阀芯和阀座之间的入口）、喉部（阀芯和阀座之间最窄的间隙）、扩张区（阀芯和阀座的出口），以及低压区（下游阀体）。见图6.4.4。 喷嘴和控制阀有不同的用途。喷嘴主要用于增加蒸汽速度以产生功（例如转动涡轮叶片），因此离开喷嘴的蒸汽速度需要保持很高。

相比之下，控制阀是限流或”节流”装置，旨在在蒸汽中产生显著的压降。通过控制阀喉部的蒸汽速度将类似于通过缩扩喷嘴喉部的蒸汽速度；即它将在喉部之后阀芯和阀座之间的扩张区随着蒸汽膨胀而增加。如果通过阀门的压差大于临界压差，蒸汽速度将在该区域增加到超音速，因为该处的压力低于喉部处的压力。

超过这一点，蒸汽进入由阀体包封的相对较大的腔室（低压区），由于连接管道施加的背压，该腔室处于较高压力，导致速度和动能迅速下降。根据稳流能量方程（SFEE），这使蒸汽焓增加到几乎等于阀门入口处的焓。轻微的差异是由于通过阀门时摩擦损失的能量。

从这一点开始，阀体收缩将蒸汽流输送到阀门出口，压力（和密度）接近下游管道中的压力（和密度）。随着该压力稳定，速度相对于阀门出口通道的横截面积也趋于稳定。

通过阀门的体积相对变化由图6.4.5示意图中的虚线表示。 当阀门上的压差大于临界压差时，由于低压区中动能到热能的大规模瞬时转换，可能产生噪音，有时还因超音速蒸汽的存在而加剧。

阀门出口速度、噪音、侵蚀、干燥和过热效应 在选型控制阀时，噪音可能是一个重要的考虑因素，不仅因为它产生更高的声级，而且因为它相关的振动可能损坏阀门内部部件。有专门的降噪阀内件可供选择，但有时更经济的解决方案是安装比所需更大的阀体。计算控制阀发出的噪音需要复杂的方程，手动使用很困难。通常认为，如果控制阀出口处干饱和蒸汽的速度大于0.3马赫，控制阀将产生不可接受的噪音。蒸汽中的声速将取决于蒸汽温度和蒸汽质量，但如果条件已知，可以从公式6.4.2计算（马赫1 = 声速）。 估计噪音是否会成为问题的一种不太精确但实用的方法是计算阀门出口通道中的速度。简单来说，对于干饱和蒸汽，如果超过150 m/s，阀门体可能太小（即使阀内件尺寸适合所需容量）。更高的速度还会导致下游阀体侵蚀，特别是如果此时蒸汽是湿的。建议湿蒸汽的最大出口速度为出口通道中40 m/s。

通过控制阀降低蒸汽压力的另一个结果是干燥或过热蒸汽，取决于其进入阀门时的状态。在加热过程中通常不希望出现大的过热度，因此能够确定是否会发生这种情况是有用的。然而，过热蒸汽（和干燥气体）的速度可以允许在出口通道中达到0.5马赫；而在另一端，液体可能被限制在最大出口速度10 m/s。

示例6.4.1 阀门出口速度和干燥/过热效应 控制阀从分离器获得12 bar g的干饱和蒸汽，并在满载时将蒸汽压力降至4 bar g。满载流量为1300 kg/h，需要Kvr为8.3。最初考虑选择DN25（1”）阀门，其Kvs为10，阀门出口面积为0.000 49 m2。阀门出口处的蒸汽速度是多少？

确定4 bar g下阀门出口处蒸汽的状态。

干燥和过热程度可以通过以下程序计算：

从蒸汽表中，12 bar g处上游干饱和蒸汽的总热量（hg）= 2 787 kJ/kg。

由于供应蒸汽处于干饱和状态，蒸汽通过阀门后肯定处于过热状态；因此应使用过热蒸汽表来量化其特性。

使用Spirax Sarco网站蒸汽表，可以通过选择”过热蒸汽”并输入压力”4 bar g”和总热量（h）2 787 kJ/kg来计算4 bar g下下游蒸汽的状态。

通过输入这些值，蒸汽表返回4 bar g下过热蒸汽的结果，过热度为16.9度（442 K）。（关于如何确定下游状态的更多细节见第2.3章”过热蒸汽”。

过热蒸汽的比容，4 bar g，442 K为0.391 8 m3 / kg（来自蒸汽表）。 需要查看该速度是否小于0.5马赫（过热蒸汽阀门出口速度的限制）。

声速（马赫1）可以从公式6.4.2计算。 选择1.3作为等熵指数”γ”的值，因为阀门出口处的蒸汽为过热状态。

R是蒸汽的气体常数0.461 5 kJ/kg

T是绝对温度442 K

因此阀门出口处的声速： 由于阀门出口处的蒸汽是过热的，使用0.5马赫的标准来判断阀门是否会产生噪音。

0.5 x 515 = 257.5 m/s

由于预期速度为289 m/s，超过了257.5 m/s的限制，如果噪音是一个问题，DN25阀门将不适合此应用。

考虑下一个较大的阀门，DN32（但带有25 mm阀内件）。该阀门的出口面积为0.000 8 m2（见表6.4.1）。 DN32阀体阀门将是合适的，因为出口速度小于过热蒸汽允许的0.5马赫。

相同的程序可以用来确定其他上游条件下下游蒸汽的状态。例如，如果已知上游蒸汽是湿的，下游状态可能是湿的、干饱和的或过热的，取决于压降。允许的出口速度将取决于下游蒸汽状态，如本节前面所述，并在示例6.4.2中观察到。

侵蚀 另一个问题是阀门出口处速度过高可能导致阀体侵蚀。在示例6.4.1中，由于从12 bar g到4 bar g的压降产生的干燥和过热效应，蒸汽处于完全不含水分的干燥气态，侵蚀不应成为问题。

简单来说，如果能保证离开控制阀的蒸汽是过热的，那么250 m/s是出口速度的适当限制。

有时，当饱和蒸汽供应到控制阀时，它可能携带一定量的水，蒸汽可能为97%或98%干度。如果它刚经过正确设计的分离器，它将接近100%干度，如示例6.4.1中。

对于任何超过小压差的湿蒸汽，蒸汽可能会被干燥到饱和点甚至略微过热。

如果供应蒸汽是干燥的和/或阀门遇到相当大的压差（如示例6.4.1），蒸汽将更加过热。 控制阀选型方程 控制阀在将热量转化为动能方面不如喷嘴高效。蒸汽通过阀门入口、喉部和进入阀门出口的路径相对曲折。

在控制阀中，能量因摩擦损失的比喷嘴中多得多，并且，由于…

• 阀体出口面积不太可能匹配下游压力条件。
• 阀芯位置与阀座之间的关系不断变化。

…湍流在阀门出口处总是可能存在。

不同类型的控制阀似乎可能在不同于上述喷嘴的压降下达到临界流动条件。通过阀座和喉部下游侧的受限流道可能意味着最大流量可能仅在略大的压降下才能达到。球阀或蝶阀的形状可能使得在喉部下游实现一定的压力恢复，因此最大流量条件在比预期略小的总压差下即可达到。

复杂的阀门选型方程可以用来考虑这些和其他标准，而且存在不止一个包含此类方程的标准。

其中一个标准是IEC 60534。不幸的是，计算如此复杂，只能通过计算机软件使用；手动计算将是繁琐和缓慢的。

然而，在为关键过程应用选型控制阀时，此类软件是必不可少的。例如，IEC 60534旨在计算其他症状，如承受高压降的控制阀产生的噪音水平。控制阀制造商通常会有计算机选型和选择软件来补充其自身的阀门系列。

然而，简单的蒸汽阀门选型方程，如公式3.21.2所示的饱和蒸汽方程，对于绝大多数使用截止阀的蒸汽应用来说是完全足够的。

此外，如果考虑到临界压力出现在上游绝对压力的58%处，截止阀不太可能选型偏小。

为简单起见，本章的其余部分假设饱和蒸汽的临界压力出现在上游绝对压力的58%处。

例如，如果控制阀上游压力为10 bar a，通过阀门的最大流量出现在下游压力为：

10 bar a x 58% = 5.8 bar a

同样，临界压差是上游压力的42%，即压降比为0.42。如前所述，一旦达到该下游压力，压降的任何进一步增加都不会导致质量流量的增加。

这种效果可以在图6.4.6中观察到，该图显示了对于截止阀，流量随下游压力降低而增加，直到达到临界压差。 为蒸汽换热器选型控制阀是以下两者之间的折衷：

1. 较小的压降将最小化换热器的尺寸（和可能的成本）。
2. 较大的压降允许阀门在大部分行程范围内对压力和流量施加有效和精确的控制。

蒸汽服务中截止阀的简单选型程序 蒸汽通过控制阀的流动和膨胀是一个复杂的过程。有各种非常复杂的选型公式可用，但基于数学曲线与经验结果的”最佳拟合”的实用方法如公式3.21.2所示，用于节流饱和蒸汽的截止阀。这个相对简单的公式的优势是可以在简单计算器的帮助下使用。它假设临界压差出现在上游压力的58%处。 **注意：**如果在P2小于临界压力时使用公式3.21.2，则括号内的项（0.42 - curly-x - body text.jpg）变为负值。这将被视为零，根号内的函数变为1，方程简化为如公式6.4.3所示。 或者，可以使用阀门选型或Kv图表。

术语 通常阀门的全升程值将使用术语Kvs来说明，因此： Kvr = 应用所需的实际值

Kvs = 特定阀门标定的全升程容量

制造商给出其阀门系列的最大升程Kvs值。因此Kv值不仅用于阀门选型，还作为比较不同阀门类型和品牌容量的手段。比较来自不同来源的两个DN15阀门表明阀门”A”的Kvs为10，阀门”B”的Kvs为8。在相同压降下，阀门”A”将提供更高的流量。

蒸汽阀门选型信息汇总 需要确定某些最低信息才能确定正确的阀门尺寸：

• 必须知道蒸汽供应的压力。

• 必须知道换热器中满足最大热负荷所需的蒸汽压力。

上述标准之间的差异定义了阀门在满载条件下的压差。

• 必须知道设备的热量输出，以及换热器工作压力下的蒸发焓（hfg）。这些因素用于确定蒸汽质量流量。

示例6.4.2 为图6.4.7所示的应用选型控制阀。

壳管式换热器制造商规定管束中需要5 bar绝对压力的蒸汽来满足500 kW的工艺需求。 干度为0.96、压力为10 bar a的湿蒸汽可在控制阀上游获得。5 bar a处的蒸发焓（hfg）为2 108.23 kJ/kg。 确定蒸汽流量 首先，需要确定5 bar a下游条件的蒸汽状态。通过在Spirax Sarco网站湿蒸汽表中输入10 bar a、0.96干度的湿蒸汽，可以看出10 bar湿蒸汽中所含的总热量（hg）为2 697.15 kJ/kg。

换热器设计压力为5 bar a，该压力下干饱和蒸汽的总热量为2 748.65 kJ/kg（来自蒸汽表）。

10 bar蒸汽中的总热量（由于其”湿性”），低于5 bar饱和蒸汽中的总热量，因此低压蒸汽将不包含足够的热量来完全干燥。低压蒸汽的干度是两个总热量数字的商。

5 bar a蒸汽的干度 = 2 697.15/2 748.65

= 0.98

5 bar a处可用于传热的能量为0.98 x 5 bar a处的hfg

= 0.98 x 2108.23 kJ/kg

= 2 066 kJ/kg 现在可以从公式2.8.1确定蒸汽流量，其中hfg是考虑湿蒸汽后的可用蒸发焓。 确定满载时的压降比（χ） 确定所需的Kvr

满载时的压降比大于0.42，因此临界条件适用，可以使用公式6.4.3来求所需的Kvr。 初步选择Kvs为10的DN25控制阀。现在可以进行计算以确定该尺寸阀门在阀门出口处通过湿蒸汽时噪音是否是一个问题。

阀门出口处的声速：

因此DN25控制阀将不适合此应用中湿蒸汽通过阀门出口的情况。

此问题的一个解决方案是安装具有相同Kvs 10但阀体更大的阀门以降低湿蒸汽出口速度。 参考表6.4.1确定出口面积大于0.002 22 m2的最小尺寸控制阀。 从表6.4.1可以看出，满足湿蒸汽40 m/s最大出口速度的最小阀门是DN65阀门，出口面积为0.003 32 m2。

因此，由于湿蒸汽通过阀门出口，控制阀的尺寸将从DN25（1”）增加到DN65（2½”）。

更好的解决方案可能是在控制阀之前安装分离器。这将允许使用较小的DN25控制阀，这是首选方案，因为：

• 它将提供更好的调节效果，因为其选型更适合处理蒸汽负荷的变化。
• 它将确保干蒸汽通过控制阀，从而减少阀座和阀门出口处侵蚀的可能性。
• 它将确保换热器的最佳性能，因为加热表面不会被湿蒸汽中的水分隔热隔开。
• 较小阀门及其执行机构加上分离器的成本可能与较大阀门配较大执行机构相同。 基于任意压降的选型 如果不知道设备工作压力，有时可以进行折衷。

应强调的是，此方法应仅作为最后手段使用，应尽一切努力确定工作压力和流量。

在这种情况下，建议使用上游压力的10%至20%的压降来选择控制阀。这样，所选控制阀很可能偏大。

为改善这种情况，等百分比阀将比线性阀提供更好的操作性能（这在第6.5章”控制阀特性”中有更详细的讨论。

不建议在关键应用中使用任意压降选型。

压降越高越好？ 通常最好在最大负荷时选择在控制阀上产生临界压差的蒸汽阀门。这有助于减小控制阀的尺寸和成本。

然而，应用条件可能不允许这样做。

例如，如果换热器工作压力为4.5 bar a，最大可用蒸汽压力仅为5 bar a，阀门只能基于10%的压差（[5 - 4.5]/5）= 0.1进行选型。在这种情况下，基于临界压差选型将过度减小控制阀的尺寸，换热器将蒸汽不足。

如果无法增加蒸汽供应压力，一个解决方案是安装在较低压力下运行的较大换热器。这样，控制阀上的压差将会增加。

这可能导致更小的阀门，但不幸的是也需要更大的换热器，因为换热器的工作压力（和温度）现在更低了。

然而，在较低压力下运行的较大换热器带来一些优势：

• 由于所需蒸汽温度更低，加热表面结垢和积垢的倾向更小。
• 冷凝水系统中产生的闪蒸更少，导致冷凝水回水管路中的背压更小。 重要的是要在阀门和换热器的成本、阀门正确控制的能力以及对系统其余部分的影响之间取得平衡，如前所述。

在蒸汽系统上，等百分比阀通常是比线性阀更好的选择，因为低压差对它们操作性能的影响更小。

蒸汽加热换热器的类型 ****此主题超出本章范围，但简要了解用于蒸汽加热和过程应用的两种主要换热器类型是有用的。

壳管式换热器 传统上，壳管式换热器已被广泛用于跨行业的许多蒸汽加热和过程应用。它坚固耐用，通常为该工作”过度设计”。它往往具有固有的高质量和大的热迟滞，这使其在某些关键应用中不够灵活。

壳管式换热器在初次安装时通常被大大超大选型，主要是因为计算中应用了大的污垢系数。它们往往在蒸汽管中具有较低的蒸汽速度，这降低了：

• 湍流。

• 流动蒸汽与管壁之间的剪切应力。

• 传热。

低剪切应力也往往不能清洁管表面；因此在设计阶段通常应用高的污垢系数，导致过大选型。由于过大选型，安装后的实际蒸汽压力通常远低于预测。如果没有预料到这一点，蒸汽疏水阀可能无法正确选型，蒸汽管可能被冷凝水淹没，导致不稳定的控制和较差的性能。

板式（框架式）换热器 板式换热器是一个有用的替代品；它们相对小巧轻便，质量小，对热负荷变化的响应极其快速。

如果设计得当，它们往往不会积垢，但如果积垢，它们很容易拆卸、清洁和重新投入使用。与壳管式换热器相比，它们可以在较低的压力下完成相同的任务，但由于其高传热特性和较小的过大选型需求，它们仍然比同类壳管式换热器更小、更便宜。

板式换热器（当正确设计用于蒸汽时）因此在经济上更适合控制阀上的高压降，而非壳管式换热器。这可以带来更小、更便宜的控制阀的优势，同时最大限度地降低换热器本身的成本。一般来说，最好设计系统使板式换热器在满载时在控制阀上以临界压差（或尽可能高的压差）运行。

必须强调的是，并非所有板式换热器都适合蒸汽使用。很容易购买一个设计用于液体的换热器，并错误地假设它在用蒸汽加热时能完美运行。正确选择用于蒸汽的换热器不仅仅是压力/温度兼容性的问题。正规制造商可以提供适当的专业知识，当蒸汽是主要能源时，应始终寻求此类专业知识。

使用图表的蒸汽选型示例 所需的”流量系数”（Kvr）可以通过多种方式确定，包括使用公式3.21.2或公式6.4.3进行计算，或通过计算机软件。另一种简单的阀门选型方法是使用Kv图表，图6.4.8。下面展示了几个使用示例：

饱和蒸汽

示例6.4.3 - 临界压差应用 换热器蒸汽需求 = 800 kg/h

阀门上游蒸汽压力 = 9 bar a

换热器中所需蒸汽压力 = 4 bar a

参考蒸汽Kv图表（图6.4.8）

1. 从蒸汽流量纵轴上的800 kg/h画一条线。
2. 从入口压力纵轴上的9 bar画一条水平线。
3. 在该线与临界压差线（右上对角线）相交的点处画一条垂直线向下，直到与水平的800 kg/h线相交。
4. 在该交叉点读取Kv，即Kvr 7.5 示例6.4.4 - 非临界压差应用 换热器蒸汽需求 = 200 kg/h

阀门上游蒸汽压力 = 6 bar a

换热器中所需蒸汽压力 = 5 bar a

参考蒸汽Kv图表（附录1）

如示例6.4.3中，从200 kg/h蒸汽流量纵轴画一条线，然后从6 bar入口压力纵轴画另一条线到1 bar压差线。

从所得交叉点画一条垂直线，与200 kg/h水平线相交并读取该交叉点的Kv，即Kvr 3.8

示例6.4.5 - 求已知Kvs值阀门的压降（ΔP） 换热器蒸汽需求 = 3 000 kg/h

阀门上游蒸汽压力 = 10 bar a

所用阀门的Kvs = 36

参考蒸汽Kv图表（附录1）

从3 000 kg/h画一条水平线与Kv 36线相交。从该交叉点画一条垂直线向上与10 bar水平线相交。

在该交叉点读取压降，delta符号 - body text.jpgP 1.6 bar。

**注意：**在示例中，将表压（bar g）转换为绝对压力（bar a）只需在表压上加”1”，例如，10 bar g = 11 bar a。 过热蒸汽 ****要为过热蒸汽选型阀门，请参考示例6.4.6和过热蒸汽图表，图6.4.9。

示例6.4.6 以下示例展示了如何使用100°C过热度的图表：沿左侧的相应蒸汽流量线到代表100°C过热度的垂直线，然后从所得交叉点正常画一条水平线。这样做，图表引入了过热度的校正因子并校正了Kv值。 选择蒸汽服务的控制阀 上一节涵盖了基于需要通过的流量和阀门上的压差来选型控制阀的程序。根据这些数据，可以获得控制阀的Kvs值。参考适当的产品文献将提供选择所需阀门尺寸所需的信息。

控制阀选择还需要考虑几个其他因素。阀体材料必须选择以适应应用。阀门有铸铁、球墨铸铁、青铜、钢、不锈钢和特殊应用的异国材料（例如钛钢）可供选择。

控制阀的设计和材料必须适合其将安装的系统压力。在欧洲，大多数阀门具有标称压力阀体额定值，由字母”PN”规定，实际含义为”Pression Nominale”（法语：公称压力）。这与阀门在120°C温度下能够承受的最大压力（表压bar）相关。温度越高，允许的压力越低，导致典型的如图6.4.10所示的压力/温度图。

应注意，制造控制阀所用材料的类型在压力/温度图表中起着重要作用。典型的限制条件为： 通常，如果压力/温度条件在此区域内，控制阀不能使用 设计厚度和阀体连接方式也有影响。例如，球墨铸铁阀可能具有PN16额定值，也可能有设计略有不同的PN25额定值。当地或国家法规可能影响限制，所使用的连接类型也可能影响限制。

选择蒸汽服务控制阀时需要考虑的主要因素清单包括：

1. 需要考虑的质量流量或体积流量（通常为最大、正常或最小）。

2. 流动介质（这可能影响阀体和内部部件使用的材料类型）。

3. 最大、正常和最小负荷时可用的上游压力。

4. 最大、正常和最小负荷时的下游压力。

5. 所需的Kv值。

6. 最大、正常和最小负荷时阀门上的压差。

7. 阀体尺寸。

8. 阀体材料和公称压力额定值。

9. 关断的最大压差。

10. 所需的连接。阀门入口和出口需要什么管道连接？螺纹或法兰连接，以及哪种类型的法兰，例如ASME、EN 1092或DIN？

11. 通过阀门流动介质的最高温度。

12. 任何特殊要求，例如特殊的填料变体；硬化阀座和阀芯；绝对紧密关断的软阀座；及其他 **注意：**制造商将控制阀的泄漏率限制在约定的限值内和/或它们有时是国家标准的主题。另见第17点。

13. 应用控制要求的详细信息。这在第6.5章中有更详细的解释。简而言之，需要开关控制（全开或全闭）的应用可能需要适合该目的的阀门特性，而需要连续控制（任何开度或关度）的应用可能使用不同类型的阀门特性效果更好。

14. 执行方式和控制类型；例如，自作用、电动、气动、电气转换。

15. 噪音水平。通常要求如果人员在该区域无防护工作时，管道外1米处的噪音低于85 dBA。保持相同尺寸的内部部件但增加连接尺寸可能实现这一目标。（许多控制阀有缩小阀内件的选项，或者有专门的降噪阀内件可供选择，和/或可以对阀门和管道应用声学保温。用于关键过程应用的阀门应使用利用IEC 60534标准或国家等效标准的计算机软件进行选型。

16. 压降、阀体尺寸和噪音水平是相关的，应一并考虑。良好的做法是保持阀门出口处的蒸汽速度通常低于150 m/s（饱和蒸汽）和250 m/s（过热蒸汽）。这可以通过增大阀体尺寸来实现，这也将降低阀门出口处的速度和过度噪音的可能性。如果能始终保证蒸汽在阀门入口处为干饱和状态，可以考虑150 m/s至200 m/s的饱和蒸汽出口速度。这是因为在此情况下，由于降低干饱和蒸汽压力的过热效应，离开控制阀的蒸汽将是过热的。请注意这些是一般性数据，不同标准将引用不同的指南。

17. 泄漏和隔离。控制阀旨在控制流量而不是隔离供应，在全关时可能会轻微泄漏。控制阀将按照与关断紧密度相关的标准制造。通常，关断越好，阀门成本越高。对于蒸汽控制阀，0.01%的泄漏率对于大多数应用来说是完全可以接受的。

    18. 可调比。通常表示为应用最大预期流量与通过控制阀的最小可控流量之比。

    19. 范围度。通常表示为阀门最大可控流量与最小可控流量之比，在此之间控制阀的特性得以维持。通常，50:1的范围度对于蒸汽应用是可接受的。

    20. 在结束本章关于控制阀的内容时，不提到成本将是错误的。阀门类型、结构材料、设计变化和特殊要求将不可避免地导致成本变化。为实现最佳经济性，所选阀门应适合该应用且不过度规格化。 附

录1 饱和蒸汽阀门选型图表 附录2 过热蒸汽阀门选型图表