标题调节阀计算中的一个问题

调节阀选型时，首先要根据工艺条件计算成本出流通能力C的值，再根据C值，选择适当的调节阀。计算流通能力，有各种方法，但无论用什么方法，都要用到调节阀前、后两个压力PV1和PV2。实际上，这两个压力是很难确定的。搞工艺的同志一般只能提供上、下游离调节阀最近的某两个压力稳定点的压力P1和P2。这样，在某些场合计算出来的流通能力会不准确，选出来的调节阀常常偏小，有时会影响到调节系统工程的品质。为此，笔者根据经验提出了这样一个问题：如何利用工艺提供的压力P1和P2，采用较简单的方法以代替PV1和PV2，来较准确地计算调节阀的流通能力C。

   二、 问题的讨论

调节阀在系统中的位置和系统的压力分布情况如图一所示。

图一 调节阀系统及其压力分布示意

为了讨论和方便，先作几个约定。

A，B—上、下游离调节阀最近的压力稳定点。

VA，VB—调节阀前、后的测压点。

P1，P2—工艺提供的压力稳定点的压力。

PV1，PV2—调节阀前、后的压力。

根据上述约定，系统压降，调节阀全开时的最小阀压降，上游、下游最大压降分别为：

      △P=P1­­—P2         （1）       
     
      △PV=PV1—PV2      （2）

      △PVl=P1—PV1      （3） 
     
      △PV2=PV2—P2      （4）

调节阀压降比的定义为：S=△PV/（PV1+△P+△PV2V）=△PV/△P     （5） 其含义是：当调节阀全开时，调节阀两端的压降所占系统压降的份额。请见有关资料[1]更小详述。

由式（5）得： △PV=S·△P  （6）

可见：电器化有当S=1时，系统压降才与阀压降相等。换句话说：只有选S为1时，工艺提出的压力P1、P2才能代替阀前、后的压力PV1、PV2来计算调节阀的流通能力。否则计算意是有误差的。

事实上，一般S取值意是在0.3~0.5之间,对于高压系统,为了节能起见应取得小些,如0.15.最近有一种新产品低压降比节能调节阀.根据它的特殊性能,可将S取得更小如0.1。这样，P1、P2与PV1、PV2的偏离会更大，更有必要对其进行修正了。当然，如果调节阀用来调节泵进、出的回流量的话，S也可选得大些，如0.8~0.9。

     三、  阀前相对压降

实际的调节阀系统要比图一所示的复杂。上、下游的管道有长短、弯头、手动阀等阻力件有多少。简单地说，调节阀上、下游的阻力情况随着调节阀在系统工程中的位置不同而不同的，有时甚至相差颇大。由于某种原因这个原因，要如实反映出阀前、阀后的压力PV1和PV2就得进行必要的计算。

我们定义 ：η=△PV1/△P  （7）

η叫做阀前相对压降.它可表示调节阀在系统中的位置.如阀V紧靠稳压点A,则η=0;而阀V紧靠稳点B,则η=1;若η=0.5,则表示阀V的位置在系统的中间.

将式（3）和式（2）分别代入式（7）和式（6）,整理得：

PV1=P1—η·△P  （8）    PV1—PV2=S·△P      （9）

将式（8）代入式（9）得  PV2= PV1—S·△P=P1—（η+S）△P  （10）

将（8），（10）两式加得：PV1+PV2=2PV1—S·△P =2P1-（2η+S）△P       （11）

式（8）~（11）就是用P1，P2代替PV1、PV2的计算公式。

其实式（9）就是式（6），它表明阀压降与η无关，也就是说调节阀无论在什么位置，其阀压降总是不变的。但是用P1代替PV1，用P1+P2代替PV1+PV2的话，就与η有关了。也就是说，调节阀在系统中的位置不同，用P1，P2计算出来的C值是不同的。

另外，由图一可知，稳压点B的压力总是比阀后压力小：P2≤PV2  （12） 将关系式（9）代入，即：

P2≤P1—（η+S）△P    （13） 经整理得：η≤1—S  （14）

由此可见，阀前相对压降η是受压降比S的制约的。在η取值时应注意这个限制。

表一列举了一些数据通信，可以看出：即使P1、P2不变，PV1、PV2 这两个值也是随着η的变化莫测而变化莫测的。其变化莫测的程度不同有时不可忽视，特别是系统的总压降△P较大和调节阀压降比S较小时,更是如此.

四  比长度λ

把调节阀系统工程的各段局部压力降分别求出,再根据公式（7）的定义,可以求出其所需的η值.不过,这个方法比较麻烦,不足取。为此，笔者定义了另一个参数：

λ=△PV1/（△PV1+△PV2）    （15）

根据流体流动的理论[2]，液体估某一段管道内流动，其管道两端的压力降△Pi与其摩擦系数ξi，管道长度iL，管径di，液体伯密度ρ和流速vi 有着下列的关系：（16）

如果式中的密度和流速分别用质量Mi，体积Qi 和管道截面积Ai 表示为：ρi=mi/Qi和Vi=Qi/Ai，那么，上式可写成：（17）将其代入式（15）得：

                    （18）

一般说来，调节阀上、下游管道的直径、礤面积、摩擦系数和质量流量总是相等的，所以上式经过约简，整理可化简为：λ=L1/（L1+ε·L2）   （19）  式中ε=V2/V1，对于液体介质，它等于1轰动于可压缩的非液体介质来说，由阀后压力的降低，流速有所增大，所以它大于1，但仍接近于1。为此，令： ε =1则上式以可简化成：λ=L1/（L1+L2）  （20）

由于上式的关系成立，所以笔者把叫做上游艺机管道 的比长度，或简称比长度。而L1，L2则为调节阀上、下游相对压降，代这以比较直观的管道相对长度即比长度。

在实际的调节系统中，调节阀上、下游管道上的其他手动阀门 问题处在全开状态的，它们和弯头等其他接件都不得可以被化成各自的当量长度L当加到管道的长度上去。这样，就可以根据上、下游的管道长度L1，L2（包括已经加上去的管接件的当量长度），很方便地估算出它的经长度来。为便于读者参考，现将常用管接件的当量长度列于表一。请参阅文献3。    

常用管接的当量长度    表一

由式（7）可得：△PV1=η△P  （21）

把式（10）代入式（4），得：△PV2=P1—（η+S）·△P—P2=（1—η—S）·△P  （22）

然后将它们代入公式（15）得

                 （23）

因此：η=（1—S）·λ  （24）

  这就是最终用比长度代替阀前相对压降η的公式，。将这个关系到式分别公共秩序公式（8）~（11）可得到下列计算用的实用公式：PV1= P1—（1—S）λ△P   （25）

PV2=P1—[ （1—S）λ+S]△P   （26）     PV1—PV2=S△P    （27）

PV1+PV2=2P1—[2（1—S）λ+S]△P  （28）

这四个公式，就是P1，P2和PV1，PV2的关系式，在计算调节阀的流通能力C时很有用处。计算请见文献4。

五、实例

有两个实例，说明上述计算方法是可行的。

1．我厂氯乙烯工段的C2H2，HCL配比系统的乙炔调节阀。工艺水平条件为P1=550mmHg,P2=500mmHg,Qmax=800Nm³/h,  ρ1.16kg/m³,t=25°C，管道内径d=200mm.

由于上游稳压点是（前一个）乙炔工段的水环泵出口远离调节阀近100米，而下游稳压点的混合器，距离不到10米，故取λ=0.9,  S =0.5.

P1=550/735+1.036=1.784 kgf/cm²

P2=500/735+1.036=1.716 kgf/cm²

Pv1=1.784-1.716=0.068 kgf/cm²

Pv2=1.784-（1-0.5）0.9Χ0.068=1.7534 kgf/cm²

Pv1+Pv2=2 X 1.7534-0.034=3.473 kgf/cm²

选用了ZMAN16K（Dg=dg=100）的具有对数特性的双座阀,其流通能力C为160,开度Kmax=90.13%,Kmin=43.62%实际使用情况良好。

2．我厂聚合工段13.5m³聚合釜的冷却水调节阀。工艺条件为：P1=2 kgf/cm²,P2=0.7 kgf/cm²,Qmax=86 m³/h, ρ= 1t/ m³,t =20C

管道内径d=125mm.取S=0.5

P1=2+1.036=3.036 kgf/cm² 

    P2=0.7+1.036=1.736kgf/cm²

PV1-PV2=0.5X1.3=0.065 kgf/cm²                                         

选用了ZMAN16B （Dg=dg=100）的具有对数特性的双麻阀,其流通能力C 为160,开度  

Kmax=81.21%,Kmin=26.35%实际使用情况良好.

上述两例,若直接把P1,P2作为调节阀前\\后的压力Pv1,Pv2计算,那么它们的计算流通能力C分别为:92.38和75.43,根据这个数据选用的调节阀,口径太小不能适用