随着市场经济的发展，用户对汽轮机组的经挤性越来越重视。在大型汽轮机中
高压调节阀压损每上升1%，高压缸效率下降约0.4%。因此，降低
调节阀中的压损也是汽轮机开发研究中的一项不可缺少的课题。文献中指出，对现代大功率汽轮机调节润的要求之一是全开时有最小的阻力（不超过蒸汽初压的1.5%~2%）。
两个不同的调节阀在相同条件下工作时谁的压损大，谁的压损小；调节阀在不同升程下工作时的压损如何变化；调节阀的几何参数变化时如何影响其压损等问题都需要我们在解决降低词节阀压损这一课题时有明确的认识，但长期以来。我们对如何衡量调节阀的压损没有找到直观的判断方法，对
流量系数值能代表调节阀压损的大小只是有感性的认识，对它们之间的内在联系则并不知晓因此，上面提出的这些问题无法得到很好解决。
调节阀作吹风试验时，只需求取其流量系数特性，
阀门的压损特性一般并不顾及，本文试图通过分析阀门压损和流量系数间的内在联系使我们对汽轮机调节阀的压损问题有一个更深的了解。
一、引用符号
1、几何参数
D
i--调节阁i截面处内径，mm；
h-调节阀主阀碟升程，mm；
--调节阀相对升程（
）；
F
i--调节阀i截面处面积，mm
2；
θ--调节阔阀座扩散角（单侧）；
n--调节阀阀座扩散面积比（n=F
2/F
1）。
2、气动参数
P
i—i截面处静压，Pa；
P
ω--i截面处总压，Pa；
v
i（ρ
i）--i截面处气俸比容（密度），m
3/kg（kg/m
3）；
P
0，v
0--新蒸汽压力和比容，Pa，m
3/kg；
G--通过调节阁的实际流量，kg/s；
G
0G
m--分别为通过调节阀阀座喉部和调节阀配合直径截面的临界流量和名义流量，kg/s；
ε--调节阀进出口气流压比（ε=P
2/P
10≈P
2/P
1）；
k--工质比热比；
R--气体常数；
B--彭台门系数；
ξ
cξ
m--调节阀流量系数（ζ=G/G
c ξ
m=G/G
m）；
ζ--
压力损失系数；
W
i--截面处气流的速度，m/s：
3、下标i
1--调节阀进口截面；
2--调节阀出口截面；
m--阀碟一阀座配合处截面；
c--阀座喉部截面；
ε--工质为蒸汽；
a--工质为空气。
二、调节阀的流量系数及压力损失系数
1、调节阀的流量系数特性曲线
A、流量系数的两种定义
（1）从原苏联引进的定义：
式中C1为与工质特性有关的一个常数
（2）西屋公司等使用的定义：
比较式（1）或式（2），我们发现ξ
m与ξ
c可用下式联系起来：
ξ
c＝B·C
2·ξ
m 式中之C
2为另一常数。因此，知道一种流量系数值后，完全可根据阀门尺寸和工质特性求得另一种流量系数值。
B、流量系数特性曲线
以式（1）和式（2）表示的流量系数特性曲线分别示于图1和图2（以原G-I型阀的试验数据为基础）。图1以h/D
m为横坐标，ξ
m为纵坐标，不同的曲线代表不同的2压比ε值。图2则以ε为横坐标怎为纵坐标，圈中不同曲线代表不同的升程h值（试验阀门的D
m=50mm，相对升程
）。两种曲线都以ε和
为特征变量，但曲线形状差别很大：随着压比ε的增大，以式（1）表示的流量系数曲线的位置反而逐步上升，而以式（2）表示的流量系数值则逐渐减小。发生这种差别的原因在于式（1）的分母中多了个彭台门系数B，随着压比ε的增加，B的数值迅速减小，因而使流量系数ξ
m的值反而增加，这相当于在流量系数的数值上乘以一个放大系数。如果以曲线形式的流量系数特性进行汽轮机的配汽计算，则这种形式的曲线对提高计算精度是有利的；反之，若用式（2）表示的流量系数曲线.则高压比时读得的流量系数ξ
c值较小，读数误差可能就较大。
需要说明的是，实际得到图1曲线和图2曲线的试验条件是不一样的。图1曲线在试验时，试验模型阀的下游装了，一个阀门调整阀门的压比靠调整此阀的开度来实现
[2]。图2曲线试验台的试验模型阀的下游直通大气，用控制模型阀上游
闸阀的开度来调整其压比，而其阔后压力P
2即等于大气压。
2、调节阀的压力损失系数
调节阀的压力损失系数以下式定义
（3）
实际上，此式就是不考虑可压缩性气体流动的能量方程。式中各物理量在测量流量系数特性时都已得到。压力损失系数是衡量调节阀阻力损失大小的指标之一，但并不是压损系数大调节阀的压损就一定大，二者不成正比关系。
3、调节阀压力损失系数与流量系数间的关系
A、两个假设
（1）阀门中的气体流动过程是节流过程，在主汽阀和调节阀中， 因相对压差较小，可近似以等温过程来代替它，这样，有
P
0v
0=P
1v
1=P
2v
2 这样替代后在工程上引起的误差很小，是完全可以接受的。
（2）考虑阀座喉部气流速度与阀座出口气流速度之关系时，认为气体密度未发生变化，这样
F
cW
c=F
2W
2 
B、压抽系数、压比与流量象数间的关系
现以（2）式表示的流量系数形式来求取它与压损系数及压比的关系。
由连续方程
再由式（2）
利用上面的两个假定及压比ε的定义W
2把的表达式代入（3）式中，最终可得
（4）
由（4）式可见，在一定的压比ε下，压损系数与阀座扩散面积比n的平方成正比，与流量系数ξ
c的平方成反比。所以阀座扩散比n大的调节阀（表现为阀座的扩散角θ大和阀座的长度长）一般其压损系数也较大。只要知道阀门的流量系数特性及几何特性，就可用（4）式计算一定压比下阀门的压力损失系数ζ值。图3为我国自行研制的G-I型阀的几条压损系数曲线，图中横坐标为压比ε，纵坐标即为ζ，不同曲线相应于不同的相对升程
值。表1为该阀压损系数计算的具体数据。
表1 用试验流量系数计算得的G-I型阀的压损系数
 |
ε=P2/P1 |
|
| % |
0.85 |
0.875 |
0.90 |
0.92 |
0.94 |
0.95 |
0.96 |
0.97 |
0.98 |
0.985 |
0.99 |
| 8 |
30.14 |
3021 |
31.37 |
34.91 |
40.72 |
47.41 |
53.53 |
64.64 |
87.62 |
105.6 |
|
| 12 |
11.4 |
11.05 |
11.0 |
11.4 |
1239 |
13.1 |
14.11 |
16.16 |
20.0 |
22.92 |
|
| 16 |
5.89 |
5.65 |
5.32 |
5.26 |
525 |
535 |
5.29 |
5.35 |
5.41 |
5.81 |
|
| 20 |
3.72 |
3.62 |
355 |
3.45 |
3.39 |
342 |
3.5 |
3.64 |
3.97 |
4.43 |
4.84 |
| 24 |
2.52 |
2.45 |
2.34 |
2.28 |
2.23 |
2.2 |
2.25 |
2.39 |
2.59 |
2.88 |
3.08 |
| 28 |
1.93 |
1.87 |
1.82 |
1.78 |
175 |
1.78 |
1.87 |
201 |
2.34 |
2.64 |
2.9 |
同时由W
2的表达式，最后我们可推得压比ε的如下表达式：
可见，当阀前状态一定时，在相同的阀座喉部气流速度下，阀门的压比与其流量系数成正比，也即阀门的流量系数值确确实实反映了阀门相对压损值的大小。
C、用求得的压损系数计算阀门的压损
式（5）虽然确定了阀门压比、流量系数与阀座喉部速度之间的相互关系，但设定阀座喉部气流速度后，用它来计算阀门的压比仍存在困难，原因是在该喉部速度下阀门的流量系数是不知道的。为此，我们将（3）式变形成如下形式：
（6）
因为进行阀门模型吹风试验的工质为空气，所以用空气的气体常数、试验时的温度（约为30℃）、设定的阀后气流速度及损失系数ζ值代入此式即可算得该气流速度下的阀门压比ε值。相对压损值即为（1-ε）。
试验情况下阀后气流速度大致设定在何种范围才能与用薰汽作工质进行实际工作时的阀门压比值相对应呢？为了回答这个问题，我们先考察配汽计算的大致过程。配汽计算是将用空气作工质进行阀门模型吹风试验得到的流量系数特性应用于用蒸汽作工质的实际工况。计算中以压比和相对升程作为特征变量，如果此二特征变量相同，则不管工质和参数有何不同，都得到相同的流量系数值，这时二者的工况是相似的。反过来，若两种情况下的相对升程和流量系数值相同，则阀门的压比值也必相同。于是，对于工质分别为蒸汽和空气的两个相似工况，利用式（5），得阀座喉部气流速度之比为：
（7）
若将试验工况和200MW汽轮机实际工作时的气（汽）流参数和空气及蒸汽的比热比值代入上式中，则
（W
c）/（W
c）
s=1.94
也即在相同相对升程、压比和流量系数值下，实际工作时的阀门喉部汽流速度是试验室模型吹风时的喉部气流速度的约1.94倍。实际工作时的阀门喉部汽流速度达到70~90m/s。于是在相似工况下，用空气试验时的阀座喉部气流速度即为36~65m/s左右。设定阀座喉部气流速度后，根据阀座扩散比即可求出阀后气流速度。
利用式（6）进行具体计算时，要用逐次近似法，因为同一升程下的压损系数ζ值不是常数，它随压比而变化。而压比ε正是欲求之量，未知。所ζ值也就无法确定。为此，可先根据相对升程及表1中数据，假设一压比值后确定出压损系数值，代入式（6）中求得一次近似的压比值ε
Ⅰ。再根据ε
Ⅰ及相对升程求得ζ
Ⅱ，代入（6）求得ε
Ⅱ，……最后求得的ε与ζ值相适应即完成了一次压损计算的过程。因同一升程下ζ的变化相对来说不是很大。而（6）式分母中包含ζ的那一项相对于Ⅰ来说是个较小的量，ζ的变化对ε的影响较平缓。一般近似2~3次即可得到所需数值。前面已说明。满足式（3）或式（6）即是满足了不可压缩气流流动的能量方程，压损计算的实质也即在于此。表2为原G-I型阀在两种不同喉部气流速度下的相对压损计算结果。
表2 原G-I型阀（n=1.392）在两种喉部气流速度下的相对压损计算结果
 =h/Dm |
8% |
12% |
16% |
20% |
24% |
28% |
| Wc=39.81m/s W2=Wc/n=28.6m/s |
ζ |
30.2 |
12.6 |
5.38 |
4.0 |
2.92 |
2.7 |
| ε |
0.876 |
0.944 |
0.975 |
0.982 |
0.986 |
0.987 |
| 1-ε |
12.4% |
5.6% |
2.5% |
1.8% |
1.4% |
1.3% |
| Wc=45m/s W2=32.33m/s |
ζ |
30.1 |
11.8 |
5.33 |
3.88 |
2.7 |
2.6 |
| ζ |
0.847 |
0.934 |
0.969 |
0.977 |
0.984 |
0.985 |
| 1-ε |
15.3% |
6.6% |
3.1% |
2.3% |
1.6% |
1.5% |
由表中数据可见，相应于不同的喉部气流速度， 同一升程下压损系数ζ的变化不是很大，而相对压损的变化则相当明显。
用阀门的流量系数计算其相对压损可用于判断同一阀门在不同升程下的压损分布情况。可进行不同阀门的压损大小比较及考虑改变阀门尺寸后其压损变化得失的情况。
由表2数据可见，阀门在小升程下的相对压损很高。节流损失很大。采用喷嘴调节的本意就是减小阀门工作时的节流损失。但若采用的是凸轮配汽方式.由于凸轮压力角不能取得太大，且又要保证凸轮型线光滑。因此各调节阀，尤其是后开启阀的最大相对升程就不能取得太大，而后面开启阀门的重叠度也不能取得太小。如国产3F-200MW 机。其I、Ⅱ阀（同时开启）最大相对升程（
）
max=22%；Ⅲ阀最大相对升程（
）
max=19.8% ；Ⅳ阀仅为（
）
max=11.7%。I、Ⅱ阀尚未开足，Ⅲ阀早已开启；Ⅲ阀远未开足，Ⅳ阀又已开启。各阀门经常工作的相对升程显然均小于最大值。因此在额定工况下各阀节流损失。特别是Ⅲ、Ⅳ阀的节流损失是相当大的。
不同的调节阀有不同的流量系数特性.据此即可比较不同阀门在工作时的压大小。比较时可以取阀座喉部气流速度为比较标准，也可取阀门配台直径处气流名义速度相同为标准。前者实际上就是取阀门喉部直径相同，后者则是取阀门配合直径相等。
改变阀门尺寸实际上就使喉部气流速度，即阀座出口气流速度发生了变化，从式（6）可见，其对压比ε的影响是很明显的。但同时应注意到，在调节阀实际工作时受限制的参数往往是其阀杆的绝对升程，所以在比较阀门尺寸变动对压损影响的效果时，应认为阀碟绝对升程h是不变的。这样，例如当阀门尺寸Dm增大时，其相对升程
=h/D
m就减小。一般，在升程较大（
≥12%）时，压损系数的变化相对较小，而（6）式分母中的气流速度W
2则以平方形式出现，在阀门绝对升程相同的条件下，增大阀门尺寸能使压损下降；但在升程较小时，则因压损系数随相对升程的变化非常太，这时增大阀门尺寸虽能伊气流速度减慢，但因压损系数增长过陕，反而会使压损增加。对顺序开启的调节阀来说，先开的两个阀经常在较大升程下工作，为降低压损，尺寸可取得稍大些；后开的两阎经常工作的升程较小，尺寸可取得稍小些。东方一日立合作生产的亚临界600MW机组，其调节阀尺寸就是这样取的。限于篇幅，这里就不再举例进行具体计算了。
三、结论
汽轮机调节阀的压比与其流量系数成正比，相同压比下阀门的流量系数越高，其相对压损越小=本文给出的用试验流量系数计算调节阀压损的方法能得出不同升程下阀门的压损分布，定量地判断不同阀门压损的大小，并可对阀门的尺寸进行优化选择。
