調節閥用于調節介質的流量、壓力和液位。根據調節部位信號，自動控制閥門的開度，從而達到介質流量、壓力和液位的調節。調節閥分電動調節閥、氣動調節閥和液動調節閥等。
調節閥由電動執行機構或氣動執行機構和調節閥兩部分組成。調節并通常分為直通單座式調節閥和直通雙座式調節閥兩種，后者具有流通能力大、不平衡辦小和操作穩定的特點，所以通常特別適用于大流量、高壓降和泄漏少的場合。
流通能力Cv是選擇調節閥的主要參數之一，調節閥的流通能力的定義為：當調節閥全開時，閥兩端壓差為0.1MPa，流體密度為1g/cm3時，每小時流徑調節閥的流量數，稱為流通能力，也稱流量系數，以Cv表示，單位為t/h，液體的Cv值按下式計算。
根據流通能力Cv值大小查表，就可以確定調節閥的公稱通徑DN。
調節閥的流量特性，是在閥兩端壓差保持恒定的條件下，介質流經調節閥的相對流量與它的開度之間關系。調節閥的流量特性有線性特性，等百分比特性及拋物線特性三種。三種注量特性的意義如下：
�。�1）等百分比特性（對數）等百分比特性的相對行程和相對流量不成直線關系，在行程的每一點上單位行程變化所引起的流量的變化與此點的流量成正比，流量變化的百分比是相等的。所以它的優點是流量小時，流量變化小，流量大時，則流量變化大，也就是在不同開度上，具有相同的調節精度。
�。�2）線性特性（線性）線性特性的相對行程和相對流量成直線關系。單位行程的變化所引起的流量變化是不變的。流量大時，流量相對值變化小，流量小時，則流量相對值變化大。
�。�3）拋物線特性流量按行程的二方成比例變化，大體具有線性和等百分比特性的中間特性。
從上述三種特性的分析可以看出，就其調節性能上講，以等百分比特性為最優，其調節穩定，調節性能好。而拋物線特性又比線性特性的調節性能好，可根據使用場合的要求不同一、前言
閥門的強度、剛度以及密封性能是閥門最重要的技術性能指標。在設計時要求必須具有足夠的強度和剛度，以保證長期使用而不發生破裂或產生變形；要求閥門各密封部位有合理的密封比壓，以保證密封部件不損傷而又能有良好的緊密度，以阻止介質泄漏。而基于經典力學理論的常規設計計算方法由于其固有的局限性，對于復雜幾何結構、多載荷作用下的計算是無能為力的，即使對于受簡單邊界條件的結構，也會因為結構較復雜使得計算不準確，甚至與實際相差甚遠。因此，基于有限法的數值模擬成為解決這些復雜問題的利器，很多學者及技術人員，對閥門單個零部件進行了有限元計算和結構分析。
本文以閘閥為對象，考慮部件之間的接觸作用，建立起閥體、座圈與閘板一體化的三維非線性有限元模型，同時獲得閥體、座圈與閘板各部件的應力與變形計算結果，以及能綜合評價密封性能的座圈接觸應力、座圈與閘板的間隙值等重要數據，據此分析各部件結構的合理性并提出結構優化思路。
二、閘閥結構計算分析
1.閘閥結構
由于本分析主要考察閥體、座圈與閘板等零部件的力學性能和密封性能，因此在三維建模時，忽略其他不考慮且對分析結果影響甚微的部件，通過三維建模軟件SolidWorks建立如圖1所示的三維幾何模型。
圖1 閘閥三維幾何模型
閥體使用純鈦材料，其泊松比0.35，彈性模量為1.08×105MPa，約為鋼的1/2，剛性差，易變形，屈服強度僅275MPa。閥門的關閉通過座圈與閘板之間緊緊擠壓在一起，接觸面形成大小適宜的壓應力，以阻止介質的泄漏。
2.有限元計算模型
由于幾何及載荷的對稱性，取1/4模型進行有限元建模。利用強大的前處理軟件HyperMesh建立三維有限元模型，模型采用SOLID95實體單元和TARGE170、CONTA174接觸單元，為了提高計算精度，手工控制進行全六面體網格劃分，共82456個單元，176324個節點。模型各部件之間的聯系通過MPC約束，建立接觸對的方法進行處理。建立的有限元模型及兩個接觸對單元如圖2、圖3所示。
圖2 有限元模型
圖3 接觸對單元
建模時，閥體與座圈、座圈和閘板之間建立面－面接觸模擬部件之間的相互作用。由于座圈與閥體是通過焊接連接，之間無相對滑動和穿透，為了減小系統方程求解的波前大小，采用MPC多點約束算法進行線性求解。而座圈和閘板之間存在有摩擦的滑動，接觸狀態是急劇變化的，屬于狀態非線性問題，根據實際情況及結果精度需要，采用增廣拉格朗日算法非線性求解接觸面的接觸狀態、接觸應力和接觸間隙。
本分析僅計算關閉工況，在進出口法蘭端面進行全約束，中法蘭端面進行Z軸向約束，同時施加對稱約束，在閥體、座圈和閘板受壓表面施加2MPa的均布壓力，閘板推力2280N（1/4倍總推力）通過處理為面力作用在閘板上。
3.求解
有限元計算模型利用ANSYS牛頓—拉普森方法求解，為了增強求解的收斂性和提高計算精度，對自適應下降，線性搜索，自動載荷步進行必要的設置，同時，為了防止座圈與閘板接觸分離，采取弧長方法迭代來幫助穩定求解。
4.計算結果與分析
計算在內壓、閘板推力作用下的閥體變形量、應力強度，座圈的接觸應力（比壓）及應力強度、軸向變形量，閘板的應力、軸向變形及垂向移動量，座圈與閘板的間隙量等重要場量。從而考察各部件的強度與剛度性能、密封性能以及扭矩是否合理。
圖4、圖5分別為閥體的應力強度和變形云圖，在內壓及閘板推力作用下，閥體的變形主要是Y向（流道方向）的變形，這里主要考量座圈位置處的變形量（如圖5中方框指示區域），最大變形達0.0148mm，如圖中所標示數值，這個數值僅是對1/4閥體而言，對整個閥體而言，座圈位置處Y向（即流道方向）的變形量為0.0148mm的兩倍，即0.0296mm，在可接受的范圍內，但偏大。閥體的圓角過渡區域由于變形擠壓而引起以壓縮應力為主的合成應力，最大應力強度值為52.4MPa，遠遠小于材料的屈服強度值275MPa，而且對大部分區域來說，無論是總應力強度還是薄膜應力強度大大小于52.4MPa，因此有足夠的安全余量，且有很大的結構優化減重空間。
圖4 閥體應力強度
圖5 閥體變形量
圖6為座圈應力強度結果云圖，可以看出，最大值產生在密封面上，值為267MPa，小于屈服強度值為275MPa，可認為是可接受的，但要注意的是，由于此值很接近屈服強度值，多次操作開關后，很容易造成密封面塑性變形，從而影響密封性能。圖7為座圈的接觸應力結果云圖，可以看出，密封面上的應力布是不均勻的，在邊緣線及附近處應力高，并且基本上達到80MPa以上，遠大于所要求的密封比壓，因此保證了密封的緊密度。圖8為座圈Y向變形結果云圖，可以看出，其Y向（即流道方向）變形量最大值為0.02mm，由于對稱性，兩座圈的相對變形量則為0.04mm。
圖6 座圈應力強度
圖7 座圈接觸應力
圖8 座圈Y向變形量
圖9為閘板的應力強度結果云圖，可以看出，閘板的最大應力強度值為249.6MPa，雖然小于屈服強度值275MPa，但已很接近屈服強度值。圖10為閘板的滑動量結果云圖（這里的滑動量定義：以座圈的密封面與閘板的接觸面的中位線為起始位置，在指定的推力作用，閘板會有向下的移動位移），可以看出，閘板會有與座圈量值為1.46mm的相對移動量。圖11為閘板與密封面的間隙結果圖，可以看出，接觸面的大部分間隙為0，只有閥體座圈處變形大的區域會有很小的間隙，最大間隙值也僅為0.0035mm，不會影響密封性能。
圖9 閘板的應力強度
圖10 閘板的滑動量
圖11 閘板與座圈密封面的間隙
5.結構優化思路
綜上分析可知，在內壓2MPa、閘板推力2280N（1/4倍總推力）作用下，閘板受到推力作用下，產生較高的應力值，同時會繼續向下移動，擠壓座圈產生很大的法向壓縮應力，造成座圈的應力值也偏高，幾乎逼近屈服強度值。這是因為閘板的推力，即所設計的扭矩偏大造成的。因此應該降低設計扭矩值同時又要保證座圈與閘板間的密封性能，這里給出結構優化技術思路。
1）初步選取多個扭矩值，從小值開始計算多個工況，直到滿足密封性能即可（考察接觸應力值適當大于密封比壓即可），并且各部件的強度及剛度符合要求，則此扭矩值為最佳值。
2）根據此扭矩值計算整個系統模型（可包括法蘭、螺栓等其他部件），考察各部件的強度與剛度，如果各部件的強度與剛度過于冗余，則可以進行結構優化。
3）優化方法既可以用試算法，也可以利用靈敏度分析方法進行，分析各設計參數對性能的影響程度，然后利用優化理論及結構優化軟件進行最終的優化。
三、結論
1）通過建立閥體、座圈與閘板一體化的三維非線性有限元模型并利用ANSYS進行計算，得到閥體、座圈、閘板的應力與變形結果分布云圖，以及座圈的接觸應力、座圈與閘板的間隙結果分布云圖。計算結果表明由于設計扭矩偏大，使得座圈與閘板的應力幾乎逼近屈服強度值，據此提出結構優化思路。
2）本文考慮各部件相互作用相互影響，建立系統級的有限元計算模型，研究閥門的力學性能與密封性能，為閥門的結構設計計算與結構優化提供一個參考的技術途徑。
，挑選其中任何一種流量特性。 | 
