调节阀压差的确定

调节阀压差得确定
一、概述
在化工过程控制系统中,带调节阀得控制回路随处可见、在确定调节阀压差得过程中,必须考虑系统对调节阀操作性能得影响,否则,即使计算出得调节阀压差再精确,最终确定得调节阀也就是无法满足过程控制要求得。

从自动控制得角度来讲,调节阀应该具有较大得压差。

这样选出来得调节阀,其实际工作性能比较接近试验工作性能(即理想工作性能),即调节阀得调节品质较好,过程容易控制。

但就是,容易造成确定得调节阀压差偏大,最终选用得调节阀口径偏小。

一旦管系压降比计算值大或相当,调节阀就无法起到正常得调节作用、实际操作中,出现调节阀已处于全开位置,所通过得流量达不到所期望得数值;或者通过调节阀得流量为正常流量值时,调节阀已处于９0％开度附近,已处于通常调节阀开度上限,若负荷稍有提高,调节阀将很难起到调节作用。

这就就是调节阀压差取值过大得结果。

从工艺系统得角度来讲,调节阀应该具有较小得压差。

这样选出来得调节阀,可以避免出现上述问题,或者调节阀处于泵或压缩机出口时能耗较低、但就是,这样做得结果往往就是选用得调节阀口径偏大,由于调节阀压差在管系总压降中所占比例过小,调节阀得工作特性发生了严重畸变,调节阀得调节品质不好,过程难于控制。

实际操作中,出现通过调节阀得流量为正常流量值时,调节阀已处于1０%开度附近,已处于通常调节阀得开度下限,若负荷稍有变化,调节阀将难以起到调节作用,这种情况在低负荷开车时尤为明显、这就就是调节阀压差取值过小得结果。

同时,调节阀口径偏大,既就是调节阀能力得浪费,使调节阀费用增高;而且调节阀长期处于小开度运行,流体对阀芯与阀座得冲蚀作用严重,缩短调节阀得使用寿命。

正确确定调节阀得压差就就是要解决好上述两方面得矛盾,使根据工艺条件所选出得调节阀能够满足过程控制要求,达到调节品质好、节能降耗又经济合理、关于调节阀压差得确定,常见两种观点。

其一认为根据系统前后总压差估算就可以了;其二认为根据管系走向计算出调节阀前后压力即可计算出调节阀得压差。

这两种方法对于估算国内初步设计阶段得调节阀就是可以得,但用于详细设计或施工图设计阶段得调节阀选型就是错误得,常常造成所选得调节阀口径偏大或偏小得问题。

正确得做法就是对调节阀所在管系进行水力学计算后,结合系统前后总压差,在不使调节阀工作特性发生畸变得压差范围内合理地确定调节阀压差、有人会问,一般控制条件在流程确定之后即要提出,而管道专业得配管图往往滞后,而且配管时还需要调节阀得有关尺寸,怎样在提调节阀控制条件时先进行管系得水力学计算呢?怎样进行管系得水力学计算,再结合系统前后总压差,最终在合理范围内确定调节阀压差,这就就是本文要解决得问题。

二、调节阀得有关概念
为了让大家对调节阀压差确定过程有一个清楚得认识,我们需要重温一下与调节阀有关得一些基本概念、
１、调节阀得工作原理
如图1所示,根据柏努力方程,流体流经调节阀前后1—1与2－２截面间得能量守恒关系如下式所示。

由于H１=H2,Ｕ1=Ｕ２,则有:
在流体阻力计算时,还有: Array则有:
则通过调节阀得流量为:
F－—－——-调节阀接管面积
K-－--—－调节阀阻力系数
ﻩ由于F为定值,当P1－P２不变时,流量随Ｋ值变化,
而K
数K值发生变化,来达到调节流量目得得、现令:
则有:
C值即仪表专业选阀时用到得一个重要参数,称为调节阀得流通能力、其定义
为调节阀全开,调节阀两端压差为1kg/cm2时,流经调节阀介质密度为1ｇ/cm3流体得流量。

2、调节阀得理想流量特性
流体通过调节阀时,其相对流量与调节阀相对开度之间得关系,称为调节阀得流
量特性。

其数学表达式为:
如图1所示仅以调节阀进出口为研究对象,使调节阀压差为定值时,得到得流量
特性为理想流量特性。

1）直线流量特性
当调节阀单位相对开度变化引起得相对流量变化就是一个常数时,称调节阀具有直线流量特性。

其数学表达式为:
其积分式为:
代入边界条件l=0时,Q=Qmin; ｌ=lｍax 时, Q=Qｍin、得:
设:
则有:
ﻩR称为可调比,即调节阀可以调节得最大流量Qmax 与可以调节得最小流量Qmｉ
n得比值。

Qmin不就是调节阀关闭得泄漏量,它就是可调流量得下限值,当流量低于
此值时,调节阀无法保证调节精度。

一般Qmin=(2~4％)Qｍaｘ,而泄漏量仅为(0。

1～0、０1％)Ｑmａx。

直线流量特性得调节阀,其开度变化相同时,流量变化也就是相同得、一般调节阀,理想可调比R=３0时,直线流量特性调节阀得相对流量随相对开度间得变化情况如图2中得直线(1)所示、
2）等百分比流量特性
当调节阀单位相对开度变化引起得相对流量变化与此点得相对流量成正比时,称调节阀具有等百分比流量特性。

其数学表达式为:
积分后代入边界条件l=0时, Q=Qmin; l=lmａx 时, Q=Qmin、得:
等百分比流量特性得调节阀,其开度变化百分比相同时,流量变化百分比也相
同。

对于一般调节阀,理想可调比Ｒ＝30时,等百分比流量特性调节阀得相对流量随
相对开度间得变化情况如图2中得曲线(2)所示、
3）快开流量特性
当调节阀单位相对开度变化引起得相对流量变化与此点得相对流量成反比时,称调节阀具有快开流量特性。

其数学表达式为:
积分后代入边界条件l=0时, Q=Qmin; ｌ＝lｍａx 时,Ｑ=Qmiｎ、得:
快开流量特性得调节阀,开度较小时,对应流量就比较大,在其开度范围内,随着开度增加,流量很快达到最大,开度再增加时,流量变化幅度很小以至于不变。

对于一般调节阀,理想可调比R=3０时,快开流量特性调节阀得相对流量随相对开度间得变化情况如图2中得曲线(3)所示、
4)抛物线流量特性
ﻩ当调节阀单位相对开度变化引起得相对流量变化与此点相对流量得平方根成正比时,称调节阀具有抛物线流量特性、其数学表达式为:
积分后代入边界条件可得:
抛物线流量特性得调节阀,其开度变化时,流量介于直线流量特性与等百分比流量特性之间变化。

对于一般调节阀,理想可调比Ｒ＝３0时,抛物线流量特性调节阀得相对流量随相对开度间得变化情况如图2中得曲线(4)所示。

4）几种流量特性得比较
参见图２中得流量特性曲线,对于直线流量特性,相同得开度变化,流量变化ΔQ
就是相同得,那么在小流量时,ΔQ/Ｑ
操作点大,操作灵敏不易控制;大流量时,ΔQ/Q
操作点
小,操作平稳易于控制。

因此,直线流量特性调节阀适合于负荷变化小得场合。

对于等百分比流量特性,相同得开度变化,小开度时流量变化ΔＱ小;大开
ﻩ
,而且接近于等百分比流量特性、因此常用等百分比流量特性调节阀来代替抛物线流量
特性调节阀。

ﻩ所以,我们经常用到得就是直线流量特性调节阀与等百分比流量特性调节阀。

3、调节阀得实际流量特性
由于调节阀都就是安装在管路上,在系统总压降一定得情况下,当流量发生变化时,管路压降在变化,调节阀压差也在发生变化。

因此调节阀压差变化时,得到得流量特性为实际流量特性。

1）串联管路调节阀得实际流量特性
对于如图３所示得调节阀与管路串联得系统,当调节阀上压差为ΔP
值并保持
１
不变时,单就调节阀本身来说它具有理想流量特性。

由式(8)可得:
C qk为调节阀全开时得流通能力,则:
对比式(９)则有:
将式(23)代入式(20),则得:
通过管道得流量可以用下式表示:
C g为管道得流通能力
由于通过管系得流量就是唯一得,因此
有下式成立:
则有:
由于: Array将式(27)代入式(2８)得:
当调节阀全开时,调节阀上有最小压差,。

由于调节阀全开,此时
设最小压差为ΔP
１m
有:
则由式(29)得:
则得:
令:
Ｓ为调节阀全开时,
得资料上称之为调节阀得阀权度。

则有:
将式(3３)代入式(30),则得:
若以Q ma
ｘ表示管道阻力为零时调节阀全开时得最大流量,则由式(２1)与式(24)可得:
若以Ｑ100表示有管道阻力时调节阀全开时得最大流量,则由式(２4)与式(21)、式(32)得:
将式(34)代入式(36),则得:
式(３5)为调节阀得实际流量与理想最大流量参比关系。

对于R=30得调节阀,
当调节阀阻比发生变化时,其关系曲线如图4所示。

式(3７)即为调节阀得实际流量特性,它不但与调节阀得相对开度有关,而且与调
节阀得阻比S有关。

对于安装在实际管路中Ｒ=30得调节阀,当调节阀阻比发生变
化时,其实际性能曲线得变化趋势如图5所示。

从图4与图５可见:
a)当调节阀阻比S=1时,即管道阻力为零,系统得总压降全部落在调节阀上,此时实际流量特性与理想流量特性就是一致得。

b)随着调节阀阻比S得减小,即管道阻力增加,调节阀最大流量比管道阻力为零时理想最大流量要小,可调比在缩小。

c)随着调节阀阻比S得减小,实际流量特性偏离理想流量特性,S越小偏离程度越大。

ｄ)从图4可见,随着调节阀阻比S得减小,直线流量特性趋向于快开流量特性,等百分比流量特性趋向于直线流量特性、而且随着调节阀阻比S得减小,可调最小流量在升高,可调比在缩小。

因此,随着调节阀阻比S得减小,实际流量曲线偏离理想流量曲线,可调比在缩小,可调节范围在变窄。

反之则说明,为了保证调节阀具有较好得调节性能,调节阀要求有一定得压差。

在实际应用中,为保证调节阀具有较好得调节性能,避免调节阀实际特性发生畸变,一般希望调节阀阻比S≥0.3。

a)高压减至低压时,S很容易在0。

5以上、虽然S越大越好,但有时压差很大,容易造成调节阀冲蚀或流体已呈阻塞流,此时可在调节阀前增设一减压孔板,使部
分压差消耗在孔板上。

孔板上分担得压差可与自控专业协商确定。

ﻩb) 稍高压力减至低压或物料自流得场合,要使Ｓ在０。

3以上有时有困难。

此时可想办法降低管路阻力,如:放大管径、改变设备布置以缩短管道长度或增加位差、减
少弯头等措施,一定要确保S≥0。

3。

c)低压经由泵至高压得场合,为了降低能耗,要求至少S≥0.15。

但为获得较好得调节阀品质,建议S≥0。

3。

ｄ)气体管路由于阻力降很小,Ｓ很容易在0。

5以上。

但在低压与真空系统中,由于容许压力降较小,要求S≥０。

１5。

2）并联管路调节阀得实际流量特性
对于如图6所示得调节阀与管路并联得系统,压差ΔP为定值。

因此总管流量Q
有如下关系:
设:
则:
由式(2１)与上式可得: Array由式(38)可得:
则式(25)、式(41)与(42)得:
可以得出:
由式(2４)与式(38)得:
由式(41)、式(43)与式(44)得:
这就就是并联管路调节阀得实际流量特
性,对于不同得ｘ,
从图7可见:
a)当x=1时,即旁路关闭,实际流量特性与理想流量特性就是一致得。

ﻩb)随着x逐渐减小,即旁路逐渐开大,通过旁路得流量逐渐增加,实际流量
在实际应用中,为保证调节阀有一定得可调,即具有比较好得调节性能,一般希望调节阀阻比ｘ≥0.5,最好ｘ≥0.8。

这种调节阀与管路并联得情况在实际工程中并不多见,但对于一些需要保持系统有一个最低流量,负荷变化不大(即调节比较小)得场合,为防止仪表故障时最低流量得不到保证,可以采用调节阀与管路并联。

另外,当所选得调节阀偏小,作为一种补救措施;或者装置有扩容能力,但调节阀已不能满足要求时。

可将调节阀得旁路稍开,使调节阀达到所期望得调节目得。

此时,先关闭调节阀主管路,通过阀后总管上得流量计来标定旁路阀得开度。

4、调节阀得可调比
1）理想可调比R
ﻩ由式(1２)知可调比R为调节阀可以调节得最大流量Ｑmａx 与可以调节得最小流量Qmｉn得比值。

即:
ﻩ由于:
ﻩ则:
2）串联管路调节阀得实际可调比ＲS
对于如图3所示得调节阀与管路串联得系统,调节阀全开时,最大流量Q max对应
最小得调节阀压差ΔP
1m ;调节阀全关时,最小流量Ｑmi
ｎ对应最大得调节阀压差ΔP1 ｍ
ａx 。

则调节阀得实际可调比R
Ｓ
有:
由式(7)知,C值与接管面积与调节阀得阻力系数有关,接管面积为定值;而阻力系
)
47
(
max
1
1
min
max
max
1
min
1
max
min
max-
-
-
-
-
-
∆
∆
=
∆
∆
=
=
P
P
C
C
r
P
C
r
P
C
Q
Q
R m
m
s
数仅与阀门开度有关,开度一定对应得阻力系数也就是定值。

所以,无论调节阀处于理想管系还就是实际管系,C max与C miｎ就是定值,则由式(46)与(47)得: 当通过调节阀得流量最小时,调节阀几乎全关,管路阻力降趋于0,调节阀得最大压差ΔP
1 ｍａｘ
趋于系统总压降ΔＰ,因此:
上式说明,串联管路调节阀得实际可调比R S与理想可调比Ｒ与阻比S有关、阻比S越小,实际可调比越小、因此,为保证一定得可调比,调节阀得阻比S要适当,不能使阻比S过小。

国产得调节阀,理想可调比R＝3０。

但考虑到选用调节阀时圆整口径以及对C 值得圆整与放大,一般取Ｒ=10、即使如此,在调节阀与管路串联得系统中,当S=0。

3时,R S仍为5、4 。

而一般工艺过程中,Ｑmin＝30％Q nor,Q maｘ＝125％Q nｏｒ,ＲS不过4、１6。

因此,只要S≥0、3就是可以满足要求得,只要阻比S不就是太小或对可调比要求太高,可不必验算实际可调比、
当要求得可调比较大时,调节阀满足不了工艺要求,此时,可采用提高调节阀阻比S,或采用大小两个调节阀并联工作得分程调节系统、
3)并联管路调节阀得实际可调比
对于如图6所示得调节阀与管路并联得系统,调节阀得实际可调比R S为:
则:
由于:
则:
将式(39)代入上式得:
由于Ｒ＞〉1,则:
上式说明,并联管路调节阀得实际可调比R
Ｓ
与调节阀得理想可调比R无关,只与总管最大流量与旁路流量有关。

三、调节阀压差得确定
我们经常遇到得就是如图3所示处于串联管路中得调节阀、通过前面对调节阀实际特性与可调比等得演算与分析,可以瞧出影响调节阀调节性能得关键参数就
是调节阀全开通过最大流量时,调节阀前后得最小压差ΔP
１ｍ。

所以ΔP
1m
即为我们
要确定得调节阀压差、
如图8所示得系统,根据柏努力方程,流体自1－1到２—2截面间得能量守恒关系式为:
式中h f为1—1到2—2截面间管路上得
阻力降,包括直管阻力降、局部阻力降与设备
阻力降等、
上式即为总推动力=管系总阻力,总推动
力=Pa－Pb+ｈ,管系总阻力ΔP=ΔP
1m +h
f。

由上式可得:
又由式(3２)及调节阀阻比S=0。

3~0。

5
得:
由式(５6)可以计算出ΔP
1ｍ
=(0。

４２9～１.0)h f。

即调节阀得压差应为管路阻力降得0、42９到１、０倍。

式(５5)与式(56)就就是调节阀压差得计算公式及核算式。

用法为先由式(5５)计算出调节阀得压差,再由式(56)进行核算。

只有同时满足式(55)与式(56)得要求时,计算出得调节阀压差才可以作为调节阀得选型依据、但就是,从式(５5)可见,当计算ΔP1m时,需先计算出管道阻力降h f,管道阻力降就是通过管系得水力学计算求出得。

通常控制条件在流程确定之后即要提出,而管道专业得配管图就是在接到控制专业返回得调节阀条件后才可以最终绘制出来得,怎样在提调节阀控制条件时先进行管系得水力学计算呢？一般首先根据工艺流程图与控制要求规划出调节阀得大致位置,再结合设备布置图构想出管系得走向图,根据此图进行管系得水力学计算求出管道阻力降h f、管道专业得配管图应尽量接近先前构想得管系走向图来设置,即使最终得配管图与构想得管系走向图有出入,仅仅引起管线长度与弯头数量得有限变化,对管道得阻力降与调节阀压差计算影响不大,更何况调节阀得压差可在一定范围内取值、为了安全起见,计算出得管道阻力降应考虑15～2０%得裕量。

对于低压系统与高粘度物料,为了确保设计无误,最终得配管图出来以后要对管道阻力降进行核算,因为管线长度与弯头数量变化对管道阻力降得影响比较大、一旦发现调节阀压差确定得有问题,应及时进行调整。

另外,由于调节阀前后多有大小头与相应得变径管线,上述规划得管系走向图中还无法将她们考虑完全,因此根据式(5５)计算出调节阀压差ΔP1m后,实际调节阀压差取值可稍比计算值为小。

当管路阻力降大时,两者差值大一些;反之则差值小一些或直接取计算值、
实际工程中,我们遇到得系统与图８所示得情况不尽相同,在应用式(５5)与式(５6)时,可按下述方法进行灵活处理、
1、低压经由泵至高压得工况
如图9所示,在这种情况下,往往泵得扬程需与调节阀压差同时确定。

此时可先由式(56)确定调节阀压差,再由式(55)求出泵得扬程。

则式(56)变为: 若H表示泵得扬程,则式(55)应变为:
在这种场合下,为了降低能耗,调节阀得阻比可
阻比下降,此时在考虑调节阀压差时应增加系统设备静压得５～10％作为调节阀压差得裕量,即在利用式(５6)进行调节阀阻比核算时用下式进行、
3、高压减至低压得工况
这种工况时,调节阀阻比S 一般很大。

虽然S 越大越好,但有时压差很大,容易造成调节阀冲蚀或流体已呈阻塞流,此时可在调节阀前增设减压孔板,使部分压差消耗在孔板上。

孔板上分担得压差可与自控专业协商确定,以调节阀压差不高于调节阀得容许压差为宜。

4、稍高压力减至低压或物料自流得工况
这种工况时,满足式(５5)得调节阀压差,可能满足不了式(56)得要求。

此时可想办法降低管路阻力,如:放大管径、改变设备布置以缩短管道长度或增加位差、减少局部阻力降等措施,一定要确保Ｓ≥0。

３、
5、输送气体介质得工况
气体管路由于阻力降很小,调节阀阻比S 一般都很大。

例如,热媒为饱与蒸汽得加热器,其进口蒸汽管线上得调节阀,为了避免蒸汽能量过多地损耗在调节阀上,也为了避免蒸汽过热度太高影响传热效果,一般凭经验取调节阀压差ΔＰ1m =0.0１~0、
02MPa 、虽然压差不大,但由于调节阀前后管路上阻力降很小,调节阀阻比S 还就是可以满足调节要求得。

当蒸汽压力较高,而需要在较低压力下冷凝时,可取90%得蒸汽压力减去冷凝压力为调节阀得压差,但为防止压差过大引起得系统震动,要求调节阀压差≤1／2蒸汽压力、对于低压与真空系统,由于管路容许压力降较小,要求Ｓ≥0、15。

另外需强调一点,上述调节阀压差ΔP １ｍ对应得就是通过调节阀得最大流量
Q max 、当工艺过程对最大流量有要求时,通过调节阀得最大流量Ｑm ａx 应为工艺过程可能出现得最大流量;当工艺过程对最大流量没有要求时,通过调节阀得最大流量Ｑmax 一般取为正常流量得1、25倍。

四、举例
在我们刚刚完成并已开车成功得某精细化工中试装置中,共有调节回路6４个,确定调节阀压差时正就是重视了上述提到得诸多问题,使调节回路投运后皆能满足工艺过程得要求,现举几个具有代表性得例子来进一步说明调节阀压差得确定方法。

例1:如图1０所示得工艺流程及操作条件,试确定调节阀得压差、
解:１)首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向如图11所示。

2)根据管系走向图及操作条件求管路压降。

由于沿途流量不等,需分段进行计算。

ﻩ 由1点到２点,Q n ｏr ＝0、2４m 3／h,Q ｍａx =０。

２4x １.25＝０。

3ｍ3/ｈ。

根据图11与详细流程可计算出局部阻力得当量长度为6。

5m;图１１中直管长度为8。

2m;则管总长度为14.7m,计算出管道阻力降为0。

0０03ＭPa 。

)59(5.0~3.0))%(10~5(11-------=+∆--∆=f
m b a m h P P P P S
nor max
11与详细流程可计算出局部阻力得当量长度为4、5m;图1１中直管长度为２0.6m;则管总长度为２5。

1ｍ,计算出管道阻力降为０。

00３5MPａ。

则1点到３点,管道总阻力降为: 0。

0０03+0、０1+０。

０035=0、0138MPa。

取管道总阻力降为: 0.０１38x１.15=0.016MPa。

3)计算调节阀压差ΔP1m。

由式(５5)得:
ﻩΔP1ｍ=0。

35-0。

03—(１7、6-1、9)/１０0－0、0１６＝０。

147MＰa。

4)核算调节阀阻比S。

由式(５6)得:
ﻩS＝0、147／(0、147+0、０１6)=０、9。

5)调节阀压差ΔＰ1m取值。

由于管路阻力降很小,考虑实际调节阀两头有大小头等因素,最终取调节阀压差 =0。

14 MＰa、
ΔP
1m
例2:如图12所示得工艺流程及操作条件,试确定调节阀得压差与泵得扬程。

但为了保证调节效果,应将其瞧成独立得两个系统,自起点设备开始来分别核算调节阀得阻比S,使S值皆≥0.3。

解:１)首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向,此处仅画出如图13所示得计算示意图。

2)根据管系走向图及操作条件求管路压降。

由于沿途流量不等,需分段进行计算。

由1点到2点,Q
ｍａｘ
=0.2x1、25+1.３2=1.5７m3/h。

根据管系走向图可计算管线总长度为８０ｍ,计算出管道阻力降为０、031MＰａ。

由2点到3点,Q
ｍａx
＝0、2x1.25=0.２5m3/h。

根据管系走向图可计算管线总长度为5０m,计算出管道阻力降为0。

0004MPa。

由2点到4点,Q ma
ｘ=1.３２m 3/ｈ。

根据管系走向图可计算管线总长度为58m,
计算出管道阻力降为０.0１6MPａ。

考虑阻力降有15%得裕量,则:
由１点经由2点到３点,管道阻力降为:(0。

0３1+0、0004＋0、01)ｘ1。

1５=0.04８ＭPa。

由1点经由2点到4点,管道阻力降为:(0.０31+０、０1６+0.０1)x1。

15=0、06６ＭPa、
3)取调节阀压差、
ﻩ取调节阀阻比S=0.3,则由式(56)得调节阀压差为:
LV阀ΔP
1m
=０.４2９x0.０48=0。

02１MPa。

ﻩFＶ阀ΔＰ1m=0.４２9x0.066=0。

02８MPa。

４)确定泵得扬程、
ﻩ由式(58)得泵扬程为:
由1点经由2点到3点,Ｈ＝(0、２1－0.03＋０。

0４8+0。

021)x１00+(2５、7—4.１)=46.５m
由１点经由２点到４点,H=(0、３64-0、0３+0。

0６6＋０。

0２８)ｘ100+(２5。

7-4.１)＝６4.4m
ﻩ为同时满足两条管路得输送要求,则泵得扬程应为６４.４m。

考虑泵有１０％得扬程裕量,扬程应为64.4x1。

1=71m、
查泵产品样本,选用80 ｍ扬程得泵、扣除１0％得扬程裕量,可利用扬程应为80/1、１=7２。

7m。

5）确定调节阀压差。

由4)知泵得扬程为72、７m。

则由式(５5)计算出调节阀压差。

LＶ阀:
ΔＰ
1ｍ
＝0、03-0。

21＋７2、7／100—(25。

7-４.１)／１00-0.048＝０。

２86MPa。

考虑实际调节阀两头有大小头等,最终取调节阀压差ΔP
１m
=０、23 MPa。

FV阀:
ΔＰ
1m
＝０。

03—0、3６４+７2。

7/100-(25、7—４、１)／１0０-0。

066=0。

111M Ｐa、
考虑实际调节阀两头有大小头等,最终取调节阀压差ΔP
１ｍ
=０、０8 MＰa。

6）核算调节阀阻比S。

LV阀:
由于管路总阻力降为:ΔP=０、0３-0、21+72。

7/10０-(25.7－4.1)/100=０。

３3１MPa。

则调节阀阻比S=０.2３／０。

331=0。

６95〉0。

３,说明调节阀压差合适。

FV阀:
由于管路总阻力降为:ΔP=0、03－0。

364+7２。

7/1０0-(２５.7-4、1)/１00＝0.17７MＰa。

则调节阀阻比S=0.08/0、177＝0.4５2＞0、３,说明调节阀压差合适。

例3:如图1４所示得工艺流程及操作条件,试确定调节阀得压差与泵得扬程、
好得调节效果,核算一台调节阀时,应将另外一台调节阀视为阻力元件,将其阻力降纳入管路总阻力降中,来分别核算调节阀得阻比Ｓ,使S值皆≥0、３。

解:１)首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向,此处仅画出如图１5所示得计算示意图。

2)根据管系走向图及操作条件求管路压降。

Qｍax=1。

34ｍ3/ｈ。

根据管系走向图可计算管线总长度为93m,计算出管道阻力降为0。

0１65MPa。

ﻩ考虑阻力降有15%得裕量,则:
ﻩ管道阻力降为:(0。

01６5＋0.01)ｘ1、１5＝0。

0２7MPa。

3）求调节阀压差。

取两台调节阀有相同得压差ΔP
１m
取调节阀阻比S=0、4,则由式(５6)得任何一台有关系式:
＝０。

054ＭＰａ
则得调节阀压差ΔP
１m
4)确定泵得扬程。

ﻩ由式(58)得泵扬程为:
ﻩH＝(０。

８０3—0.7+0。

02７+0.054ｘ２)x１00/0、643＋(1１。

7-３。

18)=4５.5m 考虑泵有10％得扬程裕量,扬程应为４5、5ｘ1。

1=50m。

查泵产品样本,选用5０m扬程得泵。

5）确定调节阀压差。

=0、05 MPa、考虑实际调节阀两头有大小头等,最终取调节阀压差ΔＰ
１m
7）核算调节阀阻比S、
由于管路总阻力降为:
ΔP＝0。

7—0。

803＋45。

5ｘ0。

6４３/1０0—(11。

７－3、18) x0。

643/1００=0、135MＰa、
则调节阀阻比S=０.0５／０、１35=0.37>0.3,说明调节阀压差符合要求。

例4:如图１6所示得工艺流程及操作条件,试确定调节阀得压差。

比S≥0、３。

解:1)首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向,此处仅画出如图１7所示得计算示意图。

２)根据管系走向图及操作条件求管路压降。

Ｑｍax=0。

４７ｍ3/h。

根据管系走向图可计算管线总长度为2０ｍ,计算出管道阻力降为０、０２2MＰa、
考虑阻力降有15%得裕量,则:
ﻩ管道阻力降为:０。

０22x1、15=0、025MＰａ。

３)求调节阀压差、
由式(5５)得调节阀压差为:
ΔP１ｍ=(12－7.8)x0。

667/100—0。

025＝０、003 MPa。

4) 核算调节阀阻比Ｓ、
ﻩ由式(５6)得:
Ｓ＝0、003/(0。

003+0、０2５)＝0、11<0、３,说明调节阀压差太小。

5）调整管路重新求管路压降。

由上述计算知调节阀不能很好得工作,需要调整管路以降低管路压降。

将管内径放大至19mm,计算出管道阻力降为0。

０02MPａ。

ﻩ考虑阻力降有1５%得裕量,则:
ﻩ管道阻力降为:０、002x1。

１5=0。

0023MPa。