1 概述
    在空分系统中，氧泵液氧调节阀的入口压力P1很高（因机组而异，*高可达9MPa），出口压力P2很低，在阀腔内产生很大的压降。普通调节阀在高压降下会产生强烈的气蚀，短期内即可将阀芯损坏。导致空分系统开车时阀门不能起到调节作用，而且阀门无法正常关闭，引发系统的控制失效。本文提出了采用多级减压技术提高阀门使用寿命和提高系统可靠性的方法，并通过工程热流分析软件EFD（Engineering Fluid Dynamics）对减压模型进行数值模拟，观察其*大减压能力以及流场的分布特点。
    2 失效原因分析
    失效液氧调节阀（图1）拆解后发现，其阀杆断裂，阀芯表面被腐蚀成蜂窝状。分析其原因，主要是流体通过调节阀阀芯与阀座形成的节流端面时，流速突然急剧增加而静压力骤然下降造成的。若节流端面后的压力骤然降到介质饱和蒸汽压及以下，将产生闪蒸，对阀内件有侵蚀作用。当节流后的压力又恢复到饱和蒸汽压之上时，空化形成的气蚀有极大的冲击力，可高达几千牛顿，严重的冲击和破坏阀芯、阀座和阀体。

    根据实际工况条件分析，其选用的控制阀执行机构不能满面足阀门行程和工艺对泄漏量等级的要求。在某些场合，应考虑实际可能的压差进行适当的放大，即要求执行机构能提供较大的作用力。否则，当工艺上出现异常情况时，控制阀前后的实际压差较大，会发生关不上或打不开的危险。此时为了控制系统运行，必须施加外力的作用，所以阀杆会在外力的作用下发生损坏。
    3 解决方案
    3.1 结构改进
    避免空化产生的根本方法是液氧调节阀的使用压差ΔP不超过*大允许压差ΔPa，且不使每一级降压幅度大于*大允许压差，如果有一级压差大于ΔPa，则需要增加减压级数，这样才能有效的减小气蚀。基于这一原理，采用了多级节流阀芯结构（图2）。其ΔPa为
    式中
    ΔPa——*大允许压差，MPa
    FL——压力恢复系数
    P1——入口压力，MPa
    rc——临界压力比系数

    
    Pc——液体临界压力，MPa
    PV——操作温度下的液体饱和蒸汽压，MPa

    3.2 多级降压流场仿真与分析
    液氧调节阀的压力等级为900Lb，多级节流的级数为三级，流量为72m3/h。在数值计算中对模型做了解析假定。流动介质为水（表1），不可压缩。水流在阀内的流动状态是湍流，采用k-湍流方程进行计算。计算中以气穴系数描述气穴发生的程度及性质。
    式中
    δ——气穴系数
    P2——旁路阀体出口压力，MPa
    为了判断液氧调节阀在液体通过后动能转变为静压能的恢复能力，即液体产生阻塞流的临界条件，将阀芯移动到*大开度位置，在入口处以氧泵的*大流量为边界条件，通过数值模拟进出口的压差即为液氧调节阀*大降压能力。若计算终止，说明三级减压结构产生了汽蚀，溶解在水里的气体成为气泡析出，此时流通能力达到了*大值，则需要增加降压级数。

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    由三维仿真计算得到液氧调节阀压力场云图（图3）。在**级减压结构的*小截面处压力降到*低，经过*小截流面后，压力得到恢复，然后再经过二级及三级降压，使液氧调节阀承受的高压差逐级减小而不会发生汽蚀。通过计算得到进出口压差约为10MPa，大于实际的9MPa，所以设计的三级减压结构能够满足工况需要。从速度分布云图（图
4）及迹线图（图5）可见，在每级*小截面处介质的流速*大，然后由于形面的扩大流速减小。

    3.3 阀杆挠曲强度
    通过计算，失效调节阀阀杆（图6a）的许用载荷PA不能满足设计要求，所以将阀杆设计成阶梯轴（图6b）。阀杆结构尺寸L1根据阀门行程确定，不应过长。阀杆结构尺寸L2尽量设计长，以利于提高阀杆刚度。
    阀杆挠曲强度计算包括阀杆柔度λ和材料柔度λp，及阀杆临界载荷Per和许用载荷PA等

    
    式中
    μ——压杆长度系数（μ=1）
    E——材料弹性模量，MPa
    σp——材料比例极限强度，MPa
    A——阀杆横截面积，mm2
    N——安全系数（N=16）
    4 结束语
    采用多级节流串阀芯结构后，有效的避免了闪蒸和气蚀对阀门的破坏。采用SOLIDWORKS和EFD软件计算，得到了*大减压能力及流通能力。将阀杆设计成阶梯状，提高了阀杆刚度。改进后的高压差液氧调节阀控制效果好，使用寿命长。