通常我们在进行
调节阀选型时，首先要根据工艺条件计算出流通能力C的值，再根据C值选择适当的
调节阀。计算流通能力有各种方法，但无论用什么方法都要用到调节阀前、后两个压力PV1和PV2。实际上，这两个压力是很难确定的。搞工艺的同志一般只能提供上、下游离调节阀最近的某两个压力稳定点的压力P1和P2。这样，在某些场合计算出来的流通能力会不准确，选出来的调节阀常常偏小，有时会影响到调节系统工程的品质。为此，笔者根据经验提出了这样一个问题：如何利用工艺提供的压力P1和P2，采用较简单的方法以代替PV1和PV2，来较准确地计算调节阀的流通能力C。
一、问题的讨论 调节阀在系统中的位置和系统的压力分布情况如图一所示。
图一 调节阀系统及其压力分布示意
为了讨论和方便先作几个约定。 A，B—上、下游离调节阀最近的压力稳定点。 VA，VB—调节阀前、后的测压点。 P1，P2—工艺提供的压力稳定点的压力。 PV1，PV2—调节阀前、后的压力。 根据上述约定，系统压降，调节阀全开时的最小阀压降，上游、下游最大压降分别为：
△P=P1—P2 （1）
△PV=PV1—PV2 （2）
△PVl=P1—PV1 （3）
△PV2=PV2—P2 （4）
调节阀压降比的定义为：S=△PV/（PV1+△P+△PV2V）=△PV/△P （5）
其含义是：当调节阀全开时，调节阀两端的压降所占系统压降的份额。请见有关资料[1]更小详述。
由式（5）得：△PV=S·△P （6）
可见：电器化有当S=1时，系统压降才与阀压降相等。换句话说：只有选S为1时，工艺提出的压力P1、P2才能代替阀前、后的压力PV1、PV2来计算调节阀的流通能力。否则计算意是有误差的。 事实上，一般S取值意是在0.3~0.5之间,对于高压系统,为了节能起见应取得小些,如0.15.最近有一种新产品低压降比节能调节阀.根据它的特殊性能,可将S取得更小如0.1。这样，P1、P2与PV1、PV2的偏离会更大，更有必要对其进行修正了。当然，如果调节阀用来调节泵进、出的回流量的话，S也可选得大些，如0.8~0.9。
二、阀前相对压降 实际的调节阀系统要比图一所示的复杂。上、下游的管道有长短、弯头、手动阀等阻力件有多少。简单地说，调节阀上、下游的阻力情况随着调节阀在系统工程中的位置不同而不同的，有时甚至相差颇大。由于某种原因这个原因，要如实反映出阀前、阀后的压力PV1和PV2就得进行必要的计算。
我们定义：η=△PV1/△P （7）
η叫做阀前相对压降.它可表示调节阀在系统中的位置.如阀V紧靠稳压点A,则η=0;而阀V紧靠稳点B,则η=1;若η=0.5,则表示阀V的位置在系统的中间. 将式(3)和式(2)分别代入式(7)和式(6),整理得：
PV1=P1—η·△P （8）
PV1—PV2=S·△P （9）
将式（8）代入式（9）得 PV2= PV1—S·△P=P1—（η+S）△P （10）
将（8），（10）两式加得：PV1+PV2=2PV1—S·△P =2P1-（2η+S）△P （11）
式（8）~（11）就是用P1，P2代替PV1、PV2的计算公式。 其实式（9）就是式（6），它表明阀压降与η无关，也就是说调节阀无论在什么位置，其阀压降总是不变的。但是用P1代替PV1，用P1+P2代替PV1+PV2的话，就与η有关了。也就是说，调节阀在系统中的位置不同，用P1，P2计算出来的C值是不同的。 另外，由图一可知，稳压点B的压力总是比阀后压力小：P2≤PV2 （12）
将关系式（9）代入，即：
P2≤P1—（η+S）△P （13）
经整理得：η≤1—S （14） 由此可见，阀前相对压降η是受压降比S的制约的。在η取值时应注意这个限制。 表一列举了一些数据通信，可以看出：即使P1、P2不变，PV1、PV2 这两个值也是随着η的变化莫测而变化莫测的。其变化莫测的程度不同有时不可忽视，特别是系统的总压降△P较大和调节阀压降比S较小时,更是如此。
三、比长度λ
把调节阀系统工程的各段局部压力降分别求出,再根据公式(7)的定义,可以求出其所需的η值.不过,这个方法比较麻烦,不足取。为此，笔者定义了另一个参数：
λ=△PV1/（△PV1+△PV2） （15）
根据流体流动的理论[2]，液体估某一段管道内流动，其管道两端的压力降△Pi与其摩擦系数ξi，管道长度iL，管径di，液体伯密度ρ和流速vi 有着下列的关系：
如果式中的密度和流速分别用质量Mi，体积Qi和管道截面积Ai表示为：ρi=mi/Qi和Vi=Qi/Ai，那么，上式可写成：（17）将其代入式（15）得：
(18)
一般说来，调节阀上、下游管道的直径、礤面积、摩擦系数和质量流量总是相等的，所以上式经过约简，整理可化简为：λ=L1/（L1+ε·L2） （19）
式中ε=V2/V1，对于液体介质，它等于1轰动于可压缩的非液体介质来说，由阀后压力的降低，流速有所增大，所以它大于1，但仍接近于1。为此，令：ε=1则上式以可简化成：λ=L1/（L1+L2） （20）
由于上式的关系成立，所以笔者把叫做上游艺机管道的比长度，或简称比长度。而L1，L2则为调节阀上、下游相对压降，代这以比较直观的管道相对长度即比长度。 在实际的调节系统中，调节阀上、下游管道上的其他手动调节阀问题处在全开状态的，它们和弯头等其他接件都不得可以被化成各自的当量长度L当加到管道的长度上去。这样，就可以根据上、下游的管道长度L1，L2（包括已经加上去的管接件的当量长度），很方便地估算出它的经长度来。为便于读者参考，现将常用管接件的当量长度列于表一。请参阅文献3。
常用管接的当量长度 表一
| 管接件名称
| 1当=L当/d
| 备 注
|
| 90度标准弯头
| 30~40
| 1当——相对当量长度
L当——当量长度mm
d——管道内径mm
L当=1当*d
|
| 90度弯头
| 60
|
| 截止阀（全开）
| 300
|
| 闸阀（全开）
| 7
|
| 文氏管流量计
| 12
|
| 转子流量计
| 200~300 |
由式（7）可得：△PV1=η△P （21） 把式（10）代入式（4），得：△PV2=P1—(η+S)·△P—P2=(1—η—S)·△P （22） 然后将它们代入公式（15）得
（23）
因此：η=(1—S)·λ （24）
这就是最终用比长度代替阀前相对压降η的公式，。将这个关系到式分别公共秩序公式（8）~（11）可得到下列计算用的实用公式：PV1= P1—(1—S)λ△P （25）
PV2=P1—[ (1—S)λ+S]△P （26）
PV1—PV2=S△P （27）
PV1+PV2=2P1—[2(1—S)λ+S]△P （28） 这四个公式，就是P1，P2和PV1，PV2的关系式，在计算调节阀的流通能力C时很有用处。计算请见文献4。
四、实例
有两个实例，说明上述计算方法是可行的。
1．我厂氯乙烯工段的C2H2，HCL配比系统的乙炔调节阀。工艺水平条件为P1=550mmHg,P2=500mmHg,Qmax=800Nm
3/h, ρ1.16kg/m
3,t=25°C，管道内径d=200mm. 由于上游稳压点是（前一个）乙炔工段的水环泵出口远离调节阀近100米，而下游稳压点的混合器，距离不到10米，故取λ=0.9, S =0.5.
P1=550/735+1.036=1.784 kgf/cm
2
P2=500/735+1.036=1.716 kgf/cm
2
Pv1=1.784-1.716=0.068 kgf/cm
2
Pv2=1.784-(1-0.5)0.9Χ0.068=1.7534 kgf/cm
2
Pv1+Pv2=2 X 1.7534-0.034=3.473 kgf/cm
2
选用了ZMAN16K(Dg=dg=100)的具有对数特性的
双座调节阀,其流通能力C为160,开度Kmax=90.13%,Kmin=43.62%实际使用情况良好。 2．我厂聚合工段13.5m
3聚合釜的冷却水调节阀。工艺条件为：P1=2kgf/cm
2,P2=0.7 kgf/cm
2,Qmax=86m
3/h, ρ=1t/m
3,t =20C
管道内径d=125mm.取S=0.5
P1=2+1.036=3.036 kgf/cm
2
P2=0.7+1.036=1.736kgf/cm
2
PV1-PV2=0.5X1.3=0.065 kgf/cm
2
选用了ZMAN16B (Dg=dg=100)的具有对数特性的双麻阀,其流通能力C 为160,开度
Kmax=81.21%,Kmin=26.35%实际使用情况良好。
上述两例,若直接把P1,P2作为调节阀前\后的压力Pv1、Pv2计算,那么它们的计算流通能力C分别为:92.38和75.43,根据这个数据选用的调节阀口径太小不能适用。
