控制硬件:电动气动执行

在讨论蒸汽系统控制阀的通径之前，回顾一下蒸汽在传热应用中的特性是有用的。

• 蒸汽以特定的压力供应到控制阀的上游，通过控制阀进入同样在特定压力下工作的热交换器。
• 蒸汽通过控制阀进入设备的蒸汽空间，在那里它与传热表面接触。
• 蒸汽在传热表面冷凝，形成冷凝物。
• 凝结水的体积比蒸汽小得多。这意味着当蒸汽冷凝时，蒸汽空间的压力降低了。
• 蒸汽空间的压力降低意味着控制阀两端存在一个压差，蒸汽将按压差的一定比例从高压区(控制阀上游)流向低压区(设备内的蒸汽空间)，理想情况下，平衡蒸汽冷凝的速率。
• 进入设备的蒸汽流量由这个压差和阀门孔的尺寸决定。任何时候，如果通过阀门的蒸汽流量小于冷凝率(也许阀门太小了)，那么换热器内的蒸汽压力和换热率就会低于要求;热交换器将不能满足热负荷。
• 如果使用调节控制系统，当过程温度接近控制器设定点时，控制器将相应地关闭阀门，从而降低蒸汽流量，以保持较低的压力，以维持较低的热负荷。(开启和关闭阀门的动作通常被称为增加或减少“阀门升程”;这在模块6.5“控制阀特性”中有更详细的解释)。
• 关闭阀门会减少质量流量。蒸汽压力在蒸汽空间下降，蒸汽温度也下降。这意味着蒸汽与过程之间的温差较小，因此传热速率降低，如式2.5.3所示。
  
  
  

整个传热系数(U)在过程中变化不大，而面积(A)是固定的，所以如果平均温差较大

ΔTm减小，那么从蒸汽到二次流体的传热也减小。

饱和蒸汽流经控制阀

热交换器制造商将设计出能产生一定热量的设备。为了达到这一热量输出，在传热表面(如壳管式换热器的加热盘管内部)需要一定的饱和蒸汽温度。对于饱和蒸汽，温度和压力是严格相关的;因此控制蒸汽压力容易调节温度。

考虑这样一个应用:10bar g的蒸汽供应到控制阀，给定质量流量的蒸汽通过控制阀进入热交换器。阀门保持全开状态(见图6.4.1)。

• 如果安装了DN50阀门，并且阀门处于全开状态，则通过阀门的压降相对较小，并且供应给热交换器的蒸汽处于相当高的压力(和温度)。正因为如此，加热盘管所需达到的设计负荷相对较小。
• 现在考虑一下，在蒸汽供应管道中，一个全开的DN40阀门通过与DN50阀门相同的流量。由于阀门孔板越小，通过阀门的压降就越大，从而导致热交换器中的压力(和温度)降低。因此，达到相同热负荷所需的传热面积必须增加。换句话说，需要一个更大的加热盘管或热交换器。
• 如果要进一步减小阀门的尺寸，那么在相同的质量流量下，控制阀的压降需要更大，并且需要增加传热表面积以保持相同的热输出。

无论控制阀的尺寸如何，如果工艺要求降低，阀门必须从全开位置调整到关闭位置。然而，行程的第一部分只有很小的调节作用，阀门升程的任何百分比变化都会产生较小百分比的流量变化。通常情况下，10%的升力变化可能只产生5%的流量变化。随着进一步移动，当阀塞接近阀座时，这种效果会逆转，可能5%的升程变化会导致10%的流量变化，从而实现更好的调节。

在控制阀行程的初始部分，这种降低的控制效果可以看到，随着选择更大的控制阀和伴随在满负荷小的压降，控制阀行程的初始部分更大。当选择的控制阀足够小，在满负荷时需要“临界压降”时，这种影响就消失了。临界压力将在下一节中解释。

此外，如果选择更大的控制阀，则更大的阀孔尺寸意味着在给定流量变化时，比较小的控制阀所需的升力变化百分比更小。

这通常会使控制不稳定，增加“搜寻”的可能性，特别是在减少负载。

临界压力

通过阀门的蒸汽质量流量将随着压差的增加而增加，直到达到所谓的“临界压力”。原理可以通过观察喷嘴如何工作以及它们如何与控制阀进行比较来解释。

考虑一个几乎完美的孔口，如图6.4.2所示的收敛-发散喷嘴。它的形状，如果设计正确，以匹配上游和下游的压力条件和供应蒸汽的条件，将允许它以高效率运行。

这种喷嘴可以被认为是一种热机，将热能转变为机械能(动能)。它的设计是在给定的压降下排出所需重量的蒸汽，并且具有最小的湍流和摩擦损失。

在收敛段，蒸汽速度随着压力的降低而增加，但蒸汽的比体积也随着压力的降低而增加。首先，速度比比体积增加得快，通过这部分喷嘴所需的流动面积变小。在某一点上，比体积开始比速度更快地增长，流动面积必然变得更大。在这一点上，蒸汽速度将是音速和流动面积是最小的。在这个最小流动面积或“喉部”的蒸汽压力被描述为“临界压力”，当饱和蒸汽通过时，这个压力与初始(绝对)压力的比值接近0.58。

临界压力略有不同流体性质,特别是在关系的比率的具体加热cp / cv蒸汽(或其他气态流体),这称为液体的绝热指数或绝热指数,通常描绘的符号“n”,“k”或“Y -身体text.jpg象征”。过热蒸汽的比例约为0.55，空气的比例约为0.53。

因此，一旦在喷嘴喉部达到临界压降，或在使用孔口时在“收缩静脉”处达到临界压降，进一步降低下游压力不能增加通过设备的质量流量。

如果整个喷嘴的压降大于临界压降，则始终会在喉部出现临界压力。蒸汽在通过喉部后会膨胀，因此，如果出口面积的大小正确，在喷嘴出口就会达到所需的下游压力，当蒸汽以高速离开喷嘴时，就会产生很少的湍流。

喷嘴出口过大或过小，都会在喷嘴出口出现紊流，降低能力，增加噪音:

• 如果喷嘴出口过小，说明蒸汽膨胀不够，必须在喷嘴外继续膨胀，直到到达低压区所需的下游压力。
• 如果喷嘴出口过大，蒸汽在喷嘴内膨胀过大，喷嘴出口内的蒸汽压力会低于所要求的压力，导致蒸汽在出口外低压区重新压缩。

喷嘴的形状(图6.4.3)是平缓的轮廓，这样静脉收缩发生在喷嘴喉部。(这与边缘锋利的孔形成对比，在孔的下游有静脉收缩。静脉收缩效应将在模块4.2“流量计量原理”中进行更详细的讨论。

控制阀可以缩放喷嘴相比,在每个有高压地区(阀门进口),收敛区域(入口阀塞和阀座之间),一个喉咙(最窄的阀塞和阀座之间的差距),不同区域(出口阀塞和它的座位,以及低压区(下游阀体)。参见图6.4.4。

喷嘴和控制阀有不同的用途。喷嘴主要是为了增加蒸汽速度以产生功(也许是为了转动涡轮叶片)，所以离开喷嘴的蒸汽速度需要保持高。

相比之下，控制阀是一种流量限制或“节流”装置，其设计目的是在蒸汽中产生显著的压降。蒸汽从控制阀喉部流出的速度将与蒸汽从收敛-发散型喷嘴喉部流出的速度相似;因为它会随着蒸汽在喉道后的塞和阀座之间的发散区域膨胀而增加。如果通过阀门的压降大于临界压降，蒸汽速度在这个区域将增加到超音速，因为这里的压力小于喉部的压力。

过了这一点，蒸汽进入阀体包围的相对较大的腔室(低压区)，由于连接管道施加的背压，该腔室压力较高，导致速度和动能迅速下降。根据定常流动能量方程(SFEE)，这将使蒸汽焓增加到几乎与阀门入口的焓相当。微小的差异是由于通过阀门时的摩擦所损失的能量。

从这一点开始，阀体会聚，将蒸汽流引入阀门出口，压力(和密度)接近下游管道的压力(和密度)。当压力稳定时，相对于阀门出口的横截面面积，速度也稳定下来。

通过阀门的体积相对变化用图6.4.5示意图中的虚线表示。

当通过阀门的压降大于临界压降时，在低压区从动能到热能的大量瞬时交换就会产生噪声，有时超音速蒸汽的存在会加剧噪声。

阀门出口速度、噪音、侵蚀、干燥和过热效果

在对控制阀进行选型时，噪音是一个重要的考虑因素，不仅因为它会增加声音级别，还因为相关的振动会损坏阀门内部。可以使用特殊的降低噪音的阀内件，但有时，一种更便宜的解决方案是安装比需要的更大的阀体。计算控制阀发出的噪声需要复杂的方程，这些方程很难手动使用。通常认为，当控制阀出口的干饱和蒸汽速度大于0.3马赫时，控制阀将产生不可接受的噪声。声速在蒸汽中取决于蒸汽的温度和蒸汽的质量，但如果条件已知(马赫数1 =声速)，可以由式6.4.2计算出来。

估计噪声是否会成为问题的一个不太准确但有用的方法是计算阀门出口的速度。简单地说，对于干燥的饱和蒸汽，如果这大于150米/秒，则有可能是阀体太小(即使阀门阀内件尺寸适合所需的容量)。更高的速度也会导致下游阀体的腐蚀，特别是当蒸汽在此时是湿的时候。建议湿蒸汽在出口口的最大出口速度为40米/秒。

控制阀上蒸汽压力下降的另一个结果是使蒸汽干燥或过热，这取决于蒸汽进入控制阀时的状态。在加热过程中，过大的过热程度通常是不需要的，因此能够确定是否会发生这种情况是有用的。但是，过热蒸汽(和干气体)的速度可以在出口达到0.5马赫;然而，在天平的另一端，液体可能被限制在10米/秒的最大出口速度。

例6.4.1阀门出口速度和干燥/过热效应

控制阀从分离器中提供12 bar g的干饱和蒸汽，用于在满载时将蒸汽压力降至4 bar g。满载流量为1300kg /h，要求Kvr为8.3。首先考虑选择DN25(1”)阀门，其Kvs为10，阀门出口面积为0.000 49平方米。阀门出口的蒸汽速度是多少?

确定在4bar g时阀门出口的蒸汽状态。

干燥和过热的程度可以通过以下程序计算:

从蒸汽表可知，在12 bar g下，上蒸汽干燥饱和蒸汽的总热量(hg) = 2 787 kJ/kg。

由于供应的蒸汽处于干燥饱和状态，蒸汽经过阀门后一定会过热;因此，应采用过热蒸汽表来量化其性能。

使用Spirax Sarco网站的蒸汽表，可以通过选择“过热蒸汽”并输入“4 bar g”的压力和2 787 kJ/kg的总热量(h)来计算下游蒸汽在4 bar g时的状态。

通过输入这些值，蒸汽表返回4巴克的过热蒸汽的结果，过热16.9度(442 K)。(关于如何确定下游状态的详细信息在模块2.3“过热蒸汽”中给出。

过热蒸汽的比体积，4 bar g, 442 K是0.391 8 m3 / kg(从蒸汽表)。

有必要看看这个速度是否小于0.5马赫，这是对过热蒸汽阀门出口速度的限制。

声速(马赫1)可由式6.4.2计算。

由于阀门出口的蒸汽被过热，等熵指数' γ '的值被选择为1.3。

R是蒸汽的气体常数0.461 5 kJ/kg

T是442k的绝对温度

因此，在阀门出口的声速:

由于蒸汽在阀门出口过热，用0.5马赫的判据来判断阀门是否会有噪声。

0.5 x 515 = 257.5米/秒

由于预期速度为289米/秒，超过257.5米/秒的限制，如果存在噪音问题，DN25阀门将不适用于这种应用。

考虑下一个最大的阀门，DN32(但带有25毫米阀内件)。该阀的出口面积为0.000 8 m2(见表6.4.1)。

由于出口速度小于0.5马赫允许的过热蒸汽，DN32阀体阀将是合适的。

同样的程序也可以用来确定下游蒸汽的其他上游条件。例如，如果已知上游蒸汽是湿的，则下游的条件可能是湿的、干的饱和的或过热的，这取决于压降。允许的出口速度将取决于下游的蒸汽条件，如前面在本节中概述的，并在例6.4.2中观察到的。

侵蚀

另一个问题是阀门出口的速度过快可能会导致阀体内的腐蚀。在例6.4.1中，由于压力从12bar g降至4bar g的干燥和过热效应，蒸汽处于绝对不含水分的干燥气态状态，腐蚀应该不是问题。

简单地说，如果可以保证离开控制阀的蒸汽是过热的，那么250米/秒的出口速度是一个合适的极限。

有时，当饱和蒸汽供应到控制阀时，它将携带一定量的水，例如，蒸汽可能会干燥97%或98%。如果它刚刚通过一个适当设计的分离器，它将接近100%干燥，如例6.4.1。

如果压降超过一个小点和湿蒸汽，蒸汽可能会被干燥到饱和点，甚至轻微的过热。

如果供应的蒸汽是干的和/或阀门遇到相当大的压降(如例6.4.1)，蒸汽将会更过热。

用于通径控制阀的公式

在将热转化为动能方面，控制阀不如喷嘴有效。蒸汽通过阀门进口、喉部和进入阀门出口的路径相对曲折。

在控制阀中，由于摩擦损失的能量比在喷管中多得多，而且，因为……

阀体的出口区域不太可能与下游压力条件匹配。

•阀塞位置和阀座之间的关系是不断变化的。

．．．在阀门出口总是可能出现湍流。

似乎不同类型的控制阀可以在压力降时达到临界流动条件，而不是上面提到的喷嘴。通过阀门阀座和喉部下游一侧的受限流体通道可能意味着只有在压力下降稍大的情况下才能达到最大流量。球阀或蝶阀的形状可以在喉部下游实现一定的压力恢复，从而在总压降低于预期的情况下达到最大流量条件。

可以使用复杂的阀门通径方程来考虑这些和其他标准，并且存在多个包含这些方程的标准。

其中一个标准是IEC 60534。不幸的是，这些计算是如此复杂，它们只能由计算机软件来使用;手工计算将是冗长而缓慢的。

然而，当为关键工艺应用确定控制阀的尺寸时，这样的软件是必不可少的。例如，IEC 60534的设计目的是计算其他症状，如控制阀在高压下降时产生的噪声水平。控制阀制造商通常会有计算机选型和选择软件来补充他们自己的阀门系列。

然而，一个简单的蒸汽阀门通径方程，如公式3.21.2中所示的饱和蒸汽通径方程，完全适用于绝大多数带截止阀的蒸汽应用。

此外，如果考虑到上游绝对压力为58%的临界压力，则截止阀不太可能尺寸过小。

为了简单起见，该模块的其余部分假定饱和蒸汽的临界压力为上游绝对压力的58%。

例如，如果控制阀的上游压力为10bar a，则通过阀门的最大流量发生在下游压力为:

10 bar a x 58% = 5.8 bar a

同样，临界压降为上游压力的42%，即压降比为0.42。如前面所示，一旦达到下游压力，任何进一步增加的压降不会导致质量流量的增加。

这种效应可以从图6.4.6中观察到，在截止阀的情况下，流量如何随着下游压力的下降而增加，直到达到临界压降。

蒸汽热交换器控制阀的选型是折衷的:

1. 更小的压力降将使热交换器的尺寸最小化(也许是成本最小化)。
2. 更大的压降使阀门能够对大部分行程的压力和流量进行有效和准确的控制。
   
   
   
   
   

用于蒸汽应用的截止阀的简单通径程序

蒸汽通过控制阀的流动和膨胀是一个复杂的过程。有各种各样非常复杂的通径公式可用，但一个实用的方法，基于数学曲线与经验结果的“最佳匹配”，如式3.21.2所示，适用于节流饱和蒸汽的截止阀。这个相对简单的公式的优点是，它可以借助一个简单的计算器来使用。假设临界压降发生在上游压力的58%。

注意:如果在P2小于临界压力时使用3.21.2式，则括号内的项(0.42 - curpy -x - body text.jpg)为负。取其为零，平方根号内的函数为单位，方程化简如式6.4.3所示。

或者，也可以使用阀门通径或千伏图。

术语

通常阀门的全升程值用术语Kvs表示，因此:

Kvr =应用程序所需的实际值

Kvs =特定阀门规定的全提升能力

制造商为他们的阀门系列提供了最大升力Kvs值。因此，Kv值不仅用于阀门的选型，而且还作为一种比较不同阀门类型和型号的能力的手段。比较两个来自不同来源的DN15阀门，发现阀门A的Kvs为10，阀门B的Kvs为8。对于相同的压降，阀门' A '将提供更高的流量。

收集有关蒸汽阀门通径的信息

确定正确的阀门通径需要某些最小信息:

•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的蒸汽压力。

上述标准之间的差异定义了阀门在满负载条件下的压差。

必须知道设备的热输出，以及热交换器在工作压力下的蒸发焓(hfg)。这些因素是确定蒸汽质量流量所必需的。

6.4.2例子

如图6.4.7所示的应用需要一个控制阀。

管壳式换热器制造商规定，为了满足500kw的工艺需求，管束中需要5bar绝对的蒸汽压力。

在控制阀的上游可以使用干燥度为0.96和10bar a的湿蒸汽。5 bar a下的蒸发焓(hfg)为2 108.23 kJ/kg。

确定蒸汽流量

首先,它是必要的,以确定蒸汽状态为下游5条的条件。进入湿蒸汽在10条,和0.96干燥到Spirax石棺网站湿蒸汽表,可以看出总热量(hg)举行的10条湿蒸汽是2 697.15 kJ /公斤。

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

10bar蒸汽的总热量(由于它的“湿度”)小于5bar饱和蒸汽的总热量，因此低压蒸汽将不包含足够的热量完全干燥。低压蒸汽的干度分数是两个总热数值的商。

5 bar a蒸汽的干燥率= 2 697.15/2 748.65

= 0.98

在5bar a时可用于传热的能量为0.98 x hfg

= 0.98 x 2108.23 kJ/kg

= 2 066 kJ/kg

蒸汽流量现在可以由式2.8.1确定，其中hfg是考虑湿蒸汽后可用的蒸发焓。

测定满负荷时压降比(χ)

确定所需的Kvr
满载时的压降比大于0.42，因此存在临界条件，可用式6.4.3求得所需的Kvr。

首先选择Kvs为10的DN25控制阀。现在可以进行计算，以确定这种尺寸的阀门通过阀门出口的湿蒸汽时是否存在噪音问题。

阀门出口声速:

因此，当湿蒸汽通过阀门出口时，DN25控制阀不适用于这种应用场合。

解决这个问题的一个办法是安装一个更大的阀体阀门，Kvs为10，以降低湿蒸汽出口速度。

考虑表6.4.1以确定出口面积大于0.002 22 m2的最小通径控制阀。

由表6.4.1可知，满足湿蒸汽最大出口速度40m /s要求的最小阀门为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”)。

一个更好的解决方案可能是在控制阀之前安装一个分离器。这将允许使用较小的DN25控制阀，是首选，因为:

• 它将提供更好的调节，因为它是更适当的大小，以处理在蒸汽负荷的变化。
• 它将确保干蒸汽通过控制阀，从而减少阀座和阀门出口的腐蚀倾向。
• 它将确保热交换器的最佳性能，因为受热面不是由湿气从湿蒸汽保温的。
• 较小的阀门及其执行机构和分离器的成本可能与较大的阀门和较大的执行机构的成本相同。

对任意压降进行调整

如果不知道仪器的工作压力，有时可能会妥协。

应该强调的是，这种方法只能作为最后的手段使用，应该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%到20%的压降来选择控制阀。这样，所选的控制阀更有可能过大。

为了帮助这种情况，相同百分比的阀门将提供比线性阀门更好的操作性能(这将在模块6.5“控制阀特性”中进行更详细的讨论。

对于关键应用场合，不建议采用任意压降的尺寸。

压力降得越高越好?

在最大负载时，最好选择临界压降发生在控制阀上的蒸汽阀。这有助于减少控制阀的尺寸和成本。

然而，申请条件可能不允许这样做。

例如，如果热交换器的工作压力为4.5 bar a，而最大可用蒸汽压力仅为5 bar a，则该阀门的定尺只能为10%的压降([5 - 4.5]/5)= 0.1。在这种情况下，设定临界压降的尺寸会过度减小控制阀的尺寸，热交换器就会缺少蒸汽。

如果不可能增加蒸汽供应压力，一个解决方案是安装一个更大的热交换器，在较低的压力下运行。这样，通过控制阀的压降就会增加。

这可能会导致一个更小的阀门，但不幸的是，一个更大的热交换器，因为热交换器的工作压力(和温度)现在更低。

然而，更大的热交换器在更低的压力下工作带来一些好处:

• 由于所需的蒸汽温度较低，加热表面结垢和污垢的倾向较小。
• 凝结水系统产生的闪蒸更少，导致凝结水回流管道的反压更小。

如前所述，平衡阀门和热交换器的成本、阀门适当控制的能力以及对系统其余部分的影响是很重要的。

在蒸汽系统中，等百分比阀门通常是比线性阀门更好的选择，因为低的压降对它们的运行性能影响较小。

蒸汽加热热交换器的类型

这个主题超出了本模块的范围，但简要介绍一下用于蒸汽加热和工艺应用的两种主要类型的热交换器是有用的。

管壳式换热器

传统上，管壳式热交换器已被用于许多蒸汽加热和工艺应用在广泛的行业。对于工作来说，它是强大的，而且经常“过度设计”。它往往有一个固有的高质量和大热滞后，这可能使它难以在某些关键的应用。

管壳式换热器在初始安装时往往会出现较大的尺寸，这主要是由于在计算中应用了较大的污垢因素。它们在蒸汽管中往往有较低的蒸汽速度，这降低了:

•动荡。

•流动的蒸汽与管壁之间的绝对应力。

•传热。

低切向应力也倾向于不清洁管表面;因此，在设计阶段通常采用高污垢因素，导致尺寸过大。由于尺寸过大，安装后的实际蒸汽压力往往比预计的要小得多。如果没有预料到这一点，疏水阀的尺寸可能不正确，蒸汽管可能会有凝结水溢出，导致控制不稳定和性能差。

板式(和框式)换热器

平板热交换器是一个有用的选择;由于体积小、重量轻，它们的质量很小，对热负荷的变化反应非常迅速。

如果设计得当，它们往往不会弄脏，但如果弄脏了，它们很容易拆卸、清洗和重新使用。与壳管式换热器相比，它们可以在较低的压力下工作，但由于它们的高传热特性，以及对超大尺寸的较低要求，它们仍然比类似的壳管式换热器更小，更便宜。

因此，板式热交换器(当适当设计使用蒸汽时)比壳管式热交换器更经济地适用于控制阀上的高压降。这可以提供更小和更便宜的控制阀的优势，同时将热交换器本身的成本降至最低。一般来说，最好的设计是使板式换热器在满载时以临界压降(或最高可能的压降)通过控制阀运行。

必须强调的是，并非所有板式换热器都适合蒸汽使用。很容易买到为液体使用而设计的热交换器，并错误地认为它在用蒸汽加热时性能会很好。正确选择蒸汽不仅仅是压力/温度兼容性的问题。适当的专业技术可以从真正的制造商，这应该总是寻求当蒸汽是主要的能源。

蒸汽分级的例子使用图表

所需的“流量系数”(Kvr)可以通过多种方法确定，包括使用公式3.21.2或公式6.4.3计算，或通过计算机软件计算。简单阀门通径的另一种方法是使用Kv图，图6.4.8。下面是一些如何使用的例子:

饱和蒸汽

例6.4.3 -临界压降应用

热交换器需水量= 800kg /h

阀门上游的蒸汽压力= 9bar a

热交换器所需蒸汽压力= 4bar a

参考蒸汽Kv图(图6.4.8)

1. 从800kg /h开始在蒸汽流量纵坐标上画一条线。
2. 在进口压力纵坐标上从9 bar画一条水平线。
3. 在这条线穿过临界压降线(右上对角线)的地方，向下画一条垂线，直到它与水平的800kg /h线相交。
4. 在这个交叉点读取Kv，即Kvr 7.5

例6.4.4—非临界压降应用

换热器的蒸汽需要量= 200kg /h

阀门上游的蒸汽压力= 6bar a

热交换器所需蒸汽压力= 5bar a

参考蒸汽Kv图(附录1)

如例6.4.3所示，在200kg /h蒸汽流量纵坐标对面画一条线，然后从6bar入口压力纵坐标到1bar压力降线再画一条线。

从交点处垂下一条垂线，满足水平200kg /h，并在交点处读取Kv，即Kvr 3.8

例6.4.5 -在已知Kvs值的情况下，找出通过阀门的压降(ΔP)

换热器蒸汽需要量= 3 000 kg/h

阀门上游的蒸汽压力= 10bar a

所用阀门的Kvs = 36

参考蒸汽Kv图(附录1)

画一条水平线，从3 000 kg/h到Kv 36线。从这个交点向上画一条垂线，以满足10条水平线。

读取这个交叉点的压降，delta符号-主体文本。jpgp 1.6 bar。

注意:在示例中，要将表压(g bar)转换为绝对压力(a bar)，只需在表压上加上“1”，例如，10 bar g = 11 bar a。

过热蒸汽

要确定用于过热蒸汽的阀门的通径，请参考示例6.4.6和过热蒸汽图，图6.4.9。

6.4.6例子

下面的例子展示了如何使用100°C过热的图表:沿着左边的蒸汽流线到代表100°C过热的垂线，然后从由此产生的交点画一条横线作为法线。通过这样做，图中引入了过热的校正因子，并校正了Kv值。

选择用于蒸汽应用的控制阀

上一节介绍了根据控制阀需要通过的流量和通过阀门的压降确定控制阀尺寸的程序。从这个数据可以得到控制阀的Kvs值。参考适当的产品文献将提供选择所需阀门通径所需的信息。

控制阀的选择需要考虑几个其他因素。必须选择适合应用的阀体材料。阀门可以采用铸铁、SG铁、青铜、钢、不锈钢和特殊应用的特殊材料，例如钛钢。

控制阀的设计和材料必须适合它将要安装的系统的压力。在欧洲，大多数阀门都有公称压力体等级，由字母“PN”规定，实际上意味着“压力公称”。这与阀门在120°C的温度下所能承受的最大压力(棒表)有关。温度越高，许用压力越低，形成如图6.4.10所示的典型压力/温度曲线。

应该注意的是，制造控制阀所用的材料类型在压力/温度图表中起着重要的作用。典型的极限条件为:

通常，如果压力/温度条件在这个区域，控制阀就不能使用

设计厚度和车身连接方式也有影响。例如，SG铸铁阀门可以有PN16额定值，也可以有稍微不同的设计，额定值为PN25。当地或国家法规可能会影响限制，也可能会影响所使用的连接类型。

在选择用于蒸汽应用的控制阀时需要考虑的主要因素包括:

1. 要考虑质量流量或体积流量(通常是最大、正常或最小)。
2. 流动介质(这可能影响阀体和内件所用材料的类型)。
3. 上游压力可用于最大，正常和最小负载。
4. 最大、正常和最小负载的下游压力。
5. 千伏值要求。
6. 在最大、正常和最小负载时，通过阀门的压降。
7. 阀门阀体通径。
8. 阀体材料和公称压力等级。
9. 关闭时最大压差。
10. 连接需要。阀门的进口和出口需要哪些管道连接?螺纹或法兰连接，以及哪种类型的法兰，例如ASME, EN 1092或DIN?
11. 流经阀门的介质的最高温度。
12. 任何特殊要求，例如特殊压盖填料变化;硬化阀座和阀塞，软阀座，确保绝对紧密关闭;和其他人

注意:制造商将控制阀的泄漏率限制在商定的限度内，并且/或者它们有时受制于国家标准。参见第17点。

13.应用程序控制要求的细节。这在模块6.5中有更详细的解释。简单地说，一个需要开/关控制(全开或全封闭)的应用程序可能需要一个适用于这一目的的阀门特性，而要求连续控制(任何程度的开启或关闭)的应用程序，使用不同类型的阀门可能会表现得更好的特点。

14.使用的驱动方法和控制类型;如自动、电动、气动、电动气动等。

15.噪音水平。如果人们在该区域不受保护工作，通常要求在距离管道1米的地方将噪音保持在85 dBA以下。保持内部尺寸不变，但增大尺寸可以实现这一点。(许多控制阀可以选择减少阀内件的变体，或者可以提供特殊的降低噪音的阀内件，和/或声学滞后适用于阀门及管道。关键工艺应用的阀门应该采用采用IEC 60534标准或国家等效标准的计算机软件进行通径。

16.压降、阀体通径和噪声等级是相关的，应加以考虑。通常情况下，保持阀体内下游蒸汽流速低于150是很好的做法饱和蒸汽为M /s，过热蒸汽为250m /s。这可以通过增加阀体尺寸来实现，这也会降低阀门出口的速度和发生漏气的可能性多余的噪音。如果始终保证蒸汽在阀门进口处处于干燥饱和状态，则可以考虑饱和蒸汽出口速度为150米/秒至200米/秒。这是因为，在在这些情况下，离开控制阀的蒸汽会由于降低干饱和蒸汽压力的过热效应而过热。请注意，这些都是一般性的数字，不同的标准将引用不同的准则。

17.泄漏和孤立。控制阀是用来控制流量而不是隔离供应的，并且在完全关闭时可能会轻微泄漏。控制阀将按照a的要求制造有关关闭密封性的标准。一般来说，关闭效果越好，阀门的成本就越高。对于蒸汽控制阀来说，0.01%的泄漏率对于大多数阀门来说已经足够了应用程序。

18.翻领。通常表示为应用的最大期望流量与通过控制阀的最小可控制流量的比值。

19.量程。通常表示为阀门最大可控流量与最小可控流量的比值，两者之间保持控制阀的特性。一般情况下，蒸汽应用的量程为50:1是可以接受的。

20.如果不提成本，就在控制阀上结束这个模块将是错误的。阀门的类型、其结构材料、设计的变化和特殊要求将不可避免导致成本变化。为了达到最佳的经济性，所选的阀门应该正确地适用于该应用，而不是过度指定。

设计厚度和车身连接方式也有影响。例如，SG铸铁阀门可以有PN16额定值，也可以参考附录1饱和蒸汽阀门通径图

一个附录1饱和蒸汽阀门通径图

附录2过热蒸汽阀门通径图