调节阀用于调节介质的流量、压力和液位。根据调节部位信号，自动控制阀门的开度，从而达到介质流量、压力和液位的调节。调节阀分电动调节阀、气动调节阀和液动调节阀等。
　　
　　调节阀由电动执行机构或气动执行机构和调节阀两部分组成。调节并通常分为直通单座式调节阀和直通双座式调节阀两种，后者具有流通能力大、不平衡办小和操作稳定的特点，所以通常特别适用于大流量、高压降和泄漏少的场合。
　　
　　流通能力Cv是选择调节阀的主要参数之一，调节阀的流通能力的定义为：当调节阀全开时，阀两端压差为0.1MPa，流体密度为1g/cm3时，每小时流径调节阀的流量数，称为流通能力，也称流量系数，以Cv表示，单位为t/h，液体的Cv值按下式计算。
　　
　　根据流通能力Cv值大小查表，就可以确定调节阀的公称通径DN。
　　
　　调节阀的流量特性，是在阀两端压差保持恒定的条件下，介质流经调节阀的相对流量与它的开度之间关系。调节阀的流量特性有线性特性，等百分比特性及抛物线特性三种。三种注量特性的意义如下：
　　
　　（1）等百分比特性（对数）等百分比特性的相对行程和相对流量不成直线关系，在行程的每一点上单位行程变化所引起的流量的变化与此点的流量成正比，流量变化的百分比是相等的。所以它的优点是流量小时，流量变化小，流量大时，则流量变化大，也就是在不同开度上，具有相同的调节精度。
　　
　　（2）线性特性（线性）线性特性的相对行程和相对流量成直线关系。单位行程的变化所引起的流量变化是不变的。流量大时，流量相对值变化小，流量小时，则流量相对值变化大。
　　
　　（3）抛物线特性流量按行程的二方成比例变化，大体具有线性和等百分比特性的中间特性。
　　
　　从上述三种特性的分析可以看出，就其调节性能上讲，以等百分比特性为最优，其调节稳定，调节性能好。而抛物线特性又比线性特性的调节性能好，可根据使用场合的要求不同一、前言
    阀门的强度、刚度以及密封性能是阀门最重要的技术性能指标。在设计时要求必须具有足够的强度和刚度，以保证长期使用而不发生破裂或产生变形；要求阀门各密封部位有合理的密封比压，以保证密封部件不损伤而又能有良好的紧密度，以阻止介质泄漏。而基于经典力学理论的常规设计计算方法由于其固有的局限性，对于复杂几何结构、多载荷作用下的计算是无能为力的，即使对于受简单边界条件的结构，也会因为结构较复杂使得计算不准确，甚至与实际相差甚远。因此，基于有限法的数值模拟成为解决这些复杂问题的利器，很多学者及技术人员，对阀门单个零部件进行了有限元计算和结构分析。

    本文以闸阀为对象，考虑部件之间的接触作用，建立起阀体、座圈与闸板一体化的三维非线性有限元模型，同时获得阀体、座圈与闸板各部件的应力与变形计算结果，以及能综合评价密封性能的座圈接触应力、座圈与闸板的间隙值等重要数据，据此分析各部件结构的合理性并提出结构优化思路。

    二、闸阀结构计算分析

    1.闸阀结构

    由于本分析主要考察阀体、座圈与闸板等零部件的力学性能和密封性能，因此在三维建模时，忽略其他不考虑且对分析结果影响甚微的部件，通过三维建模软件SolidWorks建立如图1所示的三维几何模型。

图1 闸阀三维几何模型

    阀体使用纯钛材料，其泊松比0.35，弹性模量为1.08×105MPa，约为钢的1/2，刚性差，易变形，屈服强度仅275MPa。阀门的关闭通过座圈与闸板之间紧紧挤压在一起，接触面形成大小适宜的压应力，以阻止介质的泄漏。

    2.有限元计算模型

    由于几何及载荷的对称性，取1/4模型进行有限元建模。利用强大的前处理软件HyperMesh建立三维有限元模型，模型采用SOLID95实体单元和TARGE170、CONTA174接触单元，为了提高计算精度，手工控制进行全六面体网格划分，共82456个单元，176324个节点。模型各部件之间的联系通过MPC约束，建立接触对的方法进行处理。建立的有限元模型及两个接触对单元如图2、图3所示。

图2 有限元模型

图3 接触对单元

    建模时，阀体与座圈、座圈和闸板之间建立面－面接触模拟部件之间的相互作用。由于座圈与阀体是通过焊接连接，之间无相对滑动和穿透，为了减小系统方程求解的波前大小，采用MPC多点约束算法进行线性求解。而座圈和闸板之间存在有摩擦的滑动，接触状态是急剧变化的，属于状态非线性问题，根据实际情况及结果精度需要，采用增广拉格朗日算法非线性求解接触面的接触状态、接触应力和接触间隙。

    本分析仅计算关闭工况，在进出口法兰端面进行全约束，中法兰端面进行Z轴向约束，同时施加对称约束，在阀体、座圈和闸板受压表面施加2MPa的均布压力，闸板推力2280N（1/4倍总推力）通过处理为面力作用在闸板上。

    3.求解

    有限元计算模型利用ANSYS牛顿—拉普森方法求解，为了增强求解的收敛性和提高计算精度，对自适应下降，线性搜索，自动载荷步进行必要的设置，同时，为了防止座圈与闸板接触分离，采取弧长方法迭代来帮助稳定求解。

    4.计算结果与分析

    计算在内压、闸板推力作用下的阀体变形量、应力强度，座圈的接触应力（比压）及应力强度、轴向变形量，闸板的应力、轴向变形及垂向移动量，座圈与闸板的间隙量等重要场量。从而考察各部件的强度与刚度性能、密封性能以及扭矩是否合理。

    图4、图5分别为阀体的应力强度和变形云图，在内压及闸板推力作用下，阀体的变形主要是Y向（流道方向）的变形，这里主要考量座圈位置处的变形量（如图5中方框指示区域），最大变形达0.0148mm，如图中所标示数值，这个数值仅是对1/4阀体而言，对整个阀体而言，座圈位置处Y向（即流道方向）的变形量为0.0148mm的两倍，即0.0296mm，在可接受的范围内，但偏大。阀体的圆角过渡区域由于变形挤压而引起以压缩应力为主的合成应力，最大应力强度值为52.4MPa，远远小于材料的屈服强度值275MPa，而且对大部分区域来说，无论是总应力强度还是薄膜应力强度大大小于52.4MPa，因此有足够的安全余量，且有很大的结构优化减重空间。

图4 阀体应力强度

图5 阀体变形量

    图6为座圈应力强度结果云图，可以看出，最大值产生在密封面上，值为267MPa，小于屈服强度值为275MPa，可认为是可接受的，但要注意的是，由于此值很接近屈服强度值，多次操作开关后，很容易造成密封面塑性变形，从而影响密封性能。图7为座圈的接触应力结果云图，可以看出，密封面上的应力布是不均匀的，在边缘线及附近处应力高，并且基本上达到80MPa以上，远大于所要求的密封比压，因此保证了密封的紧密度。图8为座圈Y向变形结果云图，可以看出，其Y向（即流道方向）变形量最大值为0.02mm，由于对称性，两座圈的相对变形量则为0.04mm。

图6 座圈应力强度

图7 座圈接触应力

图8 座圈Y向变形量

    图9为闸板的应力强度结果云图，可以看出，闸板的最大应力强度值为249.6MPa，虽然小于屈服强度值275MPa，但已很接近屈服强度值。图10为闸板的滑动量结果云图（这里的滑动量定义：以座圈的密封面与闸板的接触面的中位线为起始位置，在指定的推力作用，闸板会有向下的移动位移），可以看出，闸板会有与座圈量值为1.46mm的相对移动量。图11为闸板与密封面的间隙结果图，可以看出，接触面的大部分间隙为0，只有阀体座圈处变形大的区域会有很小的间隙，最大间隙值也仅为0.0035mm，不会影响密封性能。

图9 闸板的应力强度

图10 闸板的滑动量

图11 闸板与座圈密封面的间隙

    5.结构优化思路

    综上分析可知，在内压2MPa、闸板推力2280N（1/4倍总推力）作用下，闸板受到推力作用下，产生较高的应力值，同时会继续向下移动，挤压座圈产生很大的法向压缩应力，造成座圈的应力值也偏高，几乎逼近屈服强度值。这是因为闸板的推力，即所设计的扭矩偏大造成的。因此应该降低设计扭矩值同时又要保证座圈与闸板间的密封性能，这里给出结构优化技术思路。

    1）初步选取多个扭矩值，从小值开始计算多个工况，直到满足密封性能即可（考察接触应力值适当大于密封比压即可），并且各部件的强度及刚度符合要求，则此扭矩值为最佳值。

    2）根据此扭矩值计算整个系统模型（可包括法兰、螺栓等其他部件），考察各部件的强度与刚度，如果各部件的强度与刚度过于冗余，则可以进行结构优化。

    3）优化方法既可以用试算法，也可以利用灵敏度分析方法进行，分析各设计参数对性能的影响程度，然后利用优化理论及结构优化软件进行最终的优化。

    三、结论

    1）通过建立阀体、座圈与闸板一体化的三维非线性有限元模型并利用ANSYS进行计算，得到阀体、座圈、闸板的应力与变形结果分布云图，以及座圈的接触应力、座圈与闸板的间隙结果分布云图。计算结果表明由于设计扭矩偏大，使得座圈与闸板的应力几乎逼近屈服强度值，据此提出结构优化思路。

    2）本文考虑各部件相互作用相互影响，建立系统级的有限元计算模型，研究阀门的力学性能与密封性能，为阀门的结构设计计算与结构优化提供一个参考的技术途径。

，挑选其中任何一种流量特性。