汽轮机的启停和功率的变化是通过调节阀开度的变化，从而改变进入汽轮机的蒸汽流量或蒸汽参数来实现的，所以调节阀内的流动特性和工作可靠性对整个汽轮机的安全经济运行有重要的影响。尤其在部分负荷工况下，不仅有较大的能量损失，而且可能引起阀门的振动。本文对GX-1型调节阀的流动特性和工作性能进行了试验和数值研究^[1~3]。

    长期以来，我国针对阀门流动特性进行系统研究的并不多，其主要原因是由于缺乏的测试仪器和手段而很难测试出阀门内部的流场。近十几年来，国内做过一些简单的试验并结合理论分析来推测阀内的流动情况^[4，5]。目前，国内外的研究者在三维湍流流动、非定常流动及流体激振等方面都做了大量的研究工作，但是应用于汽轮机调节阀的并不多^[6，7]。

    调节阀的结构十分复杂，阀内气体的流动是典型的非定常内流问题。本文针对汽轮机常用的GX-1型调节阀进行模型试验，采用高频动态采集系统及微小型压力传感器等测试设备和技术进行试验研究，并且结合数值计算和理论分析，深入研究阀门内气体的流动特性。

    1 试验模型的测点布置和计算截面位置

    本文采用空气作为工质进行模型试验。为了提高来流的均匀性，在模型阀前装置了扩压段、丝网层、稳压筒和收敛段。由高压气源来的气流进入调节阀的阀碟和阀座间的环形通道流出后转折90°流入阀座，经阀座渐扩段扩压后排出，如图1所示。实际的阀腔形状多样，试验采用矩形剖面，阀腔的长、宽、高分别在X、Y、Z方向（其中长、宽相等），相应的速度分量为u、v、w。

    为全面认识阀体内复杂结构形成的复杂流动特性，在阀门各关键部位设置了测点，如阀腔进口、阀腔顶端、阀座进口、阀座收缩段、阀座喉部、阀座渐扩段、阀座出口、阀碟头部等。动态压力采用直径为1.6mm的超微型压力传感器及其高频动态采集系统来测定。

    同时，本文对GX-1型调节阀在全开和非全开工况下的流场进行了计算，详细分析讨论了调节阀内气体的流动特点和结构。数值计算也以空气作为工质，采用有限差分法，将计算模型离散成贴体非均分网格。计算截面位置见图1，包括以下截面：阀腔顶端A-A、阀座上方阀碟绕流处B-B和C-C、阀座喉部D-D、阀座出口E-E和阀腔X方向中心和Y方向中心截面。

    2 动态压力测试结果分析

    试验是在不同压比和相对升程下进行的。压比ε为阀后压力与阀前压力之比，相对升程为调节阀杆的提升高度与阀碟-阀座的配合直径之比。试验压比范围为0.40~0.95，相对升程范围为3.7%~41.0%。本文中动态压力的脉动峰峰值（变化值）用Δp表示，相对升程L=10%~20%称为中等升程，压比ε=0.6~0.7称为中等压比。

    图2~图5是阀内各测点在不同压比和相对升程工况下的压力脉动变化。根据图2可知，阀腔进口（阀腔进气侧底端）、阀腔顶端和阀座进口表面的压力脉动，在一般工况下都小于5kPa，只有在压比接近临界压比时，压力脉动才开始增大。这说明在调节阀进口处流动是稳定的，而且在气流进入阀碟和阀座形成的流道之前，气流仍比较均匀。

    真正能反映阀内流动情况的应是阀碟与阀座形成的环形流道及阀座渐扩段内的压力与流速变化，所以我们主要以这些位置测点的压力脉动幅值大小来分析并判断阀内气体的流动特性。从图3可知，在两种中等升程下，阀座喉部压力脉动随ε变化不大，而且对应任何压比的Δp变化不超过0.2kPa。图4是在各种压比下Δp随升程的变化，Δp变化比较平缓，不超过0.3kPa，与其他类型的调节阀相比，Δp数值较小。结合图3和图4，在中等压比和中等升程时，Δp相对其他工况变化较大，说明此时流场比较混乱，流动出现既附着于阀座，也附着于阀碟的流型交变，但强度并不大。

    GX-1型调节阀是型线阀，阀碟和阀座的型线均为锥形，这有助于气流转弯后流场的建立，而且阀座扩散角（3°）适当，对阀座下游段的扩压有利。从图5a可以看出，当阀座收缩段在中大升程以下工况时，压力脉动不大，比较平缓。从图5b可看出，在大压比工况时，阀座渐扩段的压力脉动不大；在中大升程以下工况时，阀座渐扩段的Δp脉动幅值随着升程提高而增大，随压比的增大而减小。在中小压比、中大升程时，Δp较大，幅值达到30kPa左右。但是，通过频谱分析可知，气流脉动与阀门固有频率不同，不会发生共振。从图5可以看出，在小压比、大升程时，Δp而且自身变化。阀座渐扩段的Δp脉动幅值比收缩段的大。

    3 数值模拟结果分析

    本文着重研究调节阀非全开的工况。图6-图7所示为中等压比（ε=0.63）、中等相对升程（L=14.8%）的工况.从图6、图7可看出，当均匀来流进入阀腔的进气口后，一部分直接流向阀座喉部，另一部分绕流阀杆套筒后再转折90°流向喉部，还有一部分绕流到阀杆套筒背后再转折流出.在进口侧的阀腔角落，由于流动转折剧烈，所以此处容易出现旋涡和流动死区，流动不均匀并且流速低.阀门内的流动视为节流过程，虽然阀门的进、出口气流焓值相同，但能量品质却降低了，另外会带来巨大的噪声，在大压比和小升程时尤甚。气流阀杆套筒绕流后出现分离现象，进气速度越大，能量损失也越大，但若进气速度过小，由于粘性作用，绕流时可能很早就出现边界层分离。

    阀碟和阀座之间形成的是一个环形缩放通道，其大小随着升程的变化而改变。同时，在阀座中也存在一个缩放通道，这可以看作是由2个缩放通道串联和并联而成的双喉喷管。阀门的通流能力要受到这2个喉管中*小一个面积的制约。在升程减小的过程中，通道内的流速不断增高，在临界状态下会出现激波。这会诱发流动状态的突变，使流动严重不稳定，而气体的脉动可能会引起阀杆甚至整个阀门管道系统的振动，出现严重事故。沿着阀碟表面运动的气体速度并不高，它们与阀碟和阀座间的环形通道中的气体碰撞汇合，引起较大损失。由阀碟下方直接进入喉部的气体与绕流阀杆后转折进入喉部的气体在阀座喉部以下的渐扩段碰撞，图6和图7清楚地表明了这一点。从喉部流出的气流进入渐扩段后开始扩压，压力升高，速度降低。部分气体在逆压梯度的作用下会出现分离。分离区不仅带来能量损失，还会使有效通流面积减小。

    对于阀座喉部，小压比时是高速射流，中等压比和中等升程时流场比较混乱，流动既附着于阀座，也附着于阀碟，但当升程增大后，情况变得规律，形成的一对涡比较稳定，使得阀座出口流场也能比较稳定。当压比增大后，在小升程时，阀座喉部出现向心射流。当升程增大时，阀座喉部气流发展为附着于阀座的流动，使得阀座出口的流动附着于壁面而稳定。不论是高速射流还是附着阀座或阀碟的流动，只要流态稳定，不出现交变流型，则气体脉动力就不大。

    本文的数值模拟与试验结果之间是吻合的，这种型线的阀门在中等压比和中等升程时比较容易出现交变流型，但如果引起的流场脉动强度不大，阀门并不出现不稳定工况。与此同时，对流场脉动频率特性也进行了研究，分析结果与以上结论是一致的。

    4 结论

    （1）试验表明，在一般工作的亚临界条件下，GX-1型调节阀没有出现明显的不稳定工况和振动现象，气流脉动强度微弱，各工况脉动压力的幅值与全开工况的相当。
    （2）试验与计算结果表明，在中小压比时，阀内的气流会出现有时脱离阀碟而粘附于阀座，有时又粘附于阀碟，即发生流型反复交变的现象。
    （3）非全开工况下阀内部的流场特性和变化表明，调节阀喉部附近流场*不均匀且不稳定，致使阀门的主要损失发生在喉部附近，而且更主要的是不均匀和不稳定的流动还会引起流场的气流脉动。

原创作者：浙江金锋自动化仪表有限公司