скачать книгу бесплатно
Специальные методы определения кавитации
Метод прогнозирования кавитации, который с успехом используется уже более 25 лет, и основан на том факте, что то же самое, что приводит к повреждениям, также вызывает шум, а именно, к схлопыванию пузырьков пара.
Идея корреляции шума с кавитационными повреждениями возникла в 1985 году, когда доктор Ханс Бауманн опубликовал статью, в которой он установил максимальный уровень звукового давления 85 A-децибел (дБА) как верхний предел, чтобы избежать допустимого уровня кавитационного повреждения в дисковых затворах. Чтобы убедиться в этом, производитель арматуры Метсо провел исследование многих кавитационных повреждений, причем в некоторых случаях кавитация была минимальной, а в других – чрезмерной. Был сделан вывод, что возможен прогноз, что повреждения будут в пределах допустимого, если прогнозируемый уровень шума ниже пределов, установленных в исследовании. Для 6-дюймового клапана, предел составляет 85 дБА.
Так как одинаковое количество пузырьков в секунду, которые приводят к уровню звукового давления, равному 85 дБА и возможность кавитационных повреждений в 6-дюймовом клапане более распространены и менее сконцентрированы, чем в 8-дюймовом клапане, допускается больше пузырьков в секунду и, следовательно, более высокий уровень шума присутствует в больших клапанах. Применяя то же рассуждение, количество пузырьков в секунду, допустимые в 4-дюймовом клапане, будет более сосредоточенным в 3-дюймовом клапане, чтобы избежать повреждения в меньших клапанах, предел шума должен быть ниже.
Установленные пределы SPL (основанные на расчетах шума с использованием VDMA 244221979), чтобы избежать кавитационных повреждений, являются арматура размером
до 3 дюймов: 80 дБА
от 4 до 6 дюймов: 85 дБА
от 8 до 14 дюймов: 90 дБА
от 16 дюймов и больше: 95 дБА
Обратите внимание, что, независимо от расчета шума, фактическое падение давления должно быть меньше, чем падение давления дросселирования, потому что опыт показывает, что управление падением давления дросселирования почти наверняка приведет к повреждению в большинстве применений регулирующей арматуры.
1.4. Почему клапаны с собственной равнопроцентной характеристикой имеют линейную расходную характеристику в трубопроводе?
Каким образом установленный поток, характерный для равнопроцентного клапана в системе, включающей значительное количество труб или других трудоёмких элементов "магически" становится линейной, или приблизительно линейной расходной установленной характеристикой. Компьютеризированный анализ, используя математическую модель системы, подтверждает, что это действительно так. Чтобы продемонстрировать это, мы рассмотрим систему, показанную на рис. 1.17. Это система с центробежным насосом и значительным количеством труб, как вверх по течению, так и вниз по течению от регулирующей арматуры. Статический анализ показывает, что при изменении расхода, давление на входе и выходе клапана (P
и P
) изменяется как показано в таблице и графике на рис. 1.17.
Мы также приведем рабочий лист расчетов с размерами регулирующей арматуры, которая поможет построить график расходной характеристики данного клапана в системе, в которой она будет установлена. График расхода, выполняемый на основе табличных значений C
и зависимых от относительного хода (Таблица 1.1.), вводимых пользователем условий протекания технологического процесса, например, те, что показаны на рис. 1.17, и модель процесса, основанная на принципе, что потери давления в трубопроводной системе приблизительно равны квадрату расхода в приведенной модели процесса и ее применение приведены в таблице 1.2.
Таблица 1.1. Данные клапана
Данные расчета системы приведены ниже
Рис. 1.17. Анализ системы со значительным числом труб и падением давления до и после равнопроцентного клапана
Рисунок 1.18. представляет собой скриншот пользовательского интерфейса рабочего листа, отображающий данные процесса для примера на рис. 1.17. Он также показывает рассчитанный требуемый Cv клапана для указанного минимального и максимального расхода.
Рис. 1.18. Данные ввода и результаты вычислений для системы из рис.1.17.
На рисунке 1.19 показан график установленного относительного расхода (синим цветом) вместе с относительной действительной пропускной способностью клапана, Cv (серый). На рисунке 1.19 также показан перепад давления в клапане (красный цвет), определяемый моделью давления процесса в таблице 1.2.
Таблица 1.2.
Модель процесса падения давления в клапане
На рисунке 1.19 вертикальная ось слева показывает падение давления на клапане в зависимости от относительного хода клапана. Вертикальная ось справа показывает относительный установленный расход, и относительную пропускную способность клапана (Cv). Важно отметить, что оба графика установленного расхода (расходной характеристики) и действительной пропускной характеристики клапана (Cv) показывают на относительной шкале. То есть, относительный расход 1 – это 100% полностью открытый расход и относительная пропускная способность (Cv) 1 составляет 100% от полностью открытого Cv, рассчитанным производителем. Это широко используемое соглашение, так как оно позволяет легко сравнивать форму и линейность действительной установленной характеристики различных типов и размеров клапанов.
Рис.1.19. Действительная пропускная характеристика и перепад давления клапана в установленной пропускной характеристике
В примере ясно видно, что на основании компьютерной модели этой системы и клапана, установленная пропускная характеристика равнопроцентного клапана в этой системе почти линейная, где перепад давления через клапан уменьшается с увеличением расхода.
Обратная сторона, показывающая действительную пропускную способность клапана (Cv) и расход, как относительные графики, это то, что он маскирует то, что на самом деле происходит. Что на самом деле вызывает равнопроцентную действительную пропускную способность, чтобы стать почти линейным расходом в трубопроводе при снижении перепада давления в клапане с увеличением хода клапана и увеличением расхода?
На рисунке 1.20 объяснено, что на самом деле происходит, когда равнопроцентный клапан устанавливается в системе, в которой перепад давления клапана уменьшается с открытием клапана и увеличением расхода.
Рис. 1.20. Сравнение установленной пропускной характеристики 3-дюймого равнопроцентного сегментного шарового клапана в системе на рис.1 (красные линии) и в системе постоянного перепада давления в клапане (голубые линии)
На рис.1.20. показаны два скриншота, наложенных друг на друга из одного и того же расчетного листа. Он немного изменен, чтобы построить график фактического расхода (по левой оси) не как относительный расход, а в фактических единицах расхода (галлонов в минуту). Это сделано для того, чтобы можно было наблюдать разницу между тем, как выглядел бы полностью открытый расход, если бы перепад давления в клапане оставался постоянным с ходом клапана и расходом (синие линии), и если бы перепад давления в клапане уменьшился с ходом клапана и расходом из-за потерь давления в системе (красные линии). Когда перепад давления в клапане остается постоянным при всех открытиях клапана и расходах, характеристика установленного расхода (синяя линия) имеет ту же форму, что и действительная пропускная характеристика – равнопроцентная характеристика.
При установке в системе равнопроцентного клапана, где, из-за потерь давления, меняется не только форма соотношения между ходом клапана и расходом, но и значительно снижается полностью открытая пропускная способность клапана. Это может возникнуть из-за потерь давления в трубопроводах системы и других компонентов, потребляющих давление, такие как колена, отсечной клапан, теплообменники и т.д.
При наблюдении за красной кривой расхода видно, что, когда ход клапана сравнительно мал, перепад давления не очень сильно меняется. Это означает, что форма графика расходной характеристики не сильно отличается от кривой действительного расхода клапана. Но по мере того, как относительное положение клапана увеличивается, из-за особенностей потерь давления в трубопроводной системе, перепад давления, доступный для клапана, начинает быстро снижаться. Это приводит к тому, что поток увеличивается медленнее, и гораздо меньше, когда клапан полностью открыт. Конечный результат анализа заключается в том, что равнопроцентная действительная пропускная характеристика будет показывать почти линейную установленную расходную характеристику при установке в системе со значительным количеством разветвлений трубопроводов и/или других элементов, потребляющих давление.
Метод расчетов
Расчет установившегося расхода основан на простой математической модели процесса (Таблица 1.2), использующая принцип, согласно которому потери давления в трубопроводной системе приблизительно равны расходу в квадрате.
Существует 10 вариантов вычислений расхода, один из которых основан на Cv клапана. В таблице 1.1 показан расчет для каждого 10-ти процентного прироста хода клапана от 10% открытого (относительный ход 0,1)до 100% открытого (относительный ход 1,0). Так как цель расчета – это расчет расхода, но перепад давления в клапане – это функция потока (которая изначально неизвестна), и требуется итеративный расчет. При расчете сделано первоначальное предположение расхода для каждого из 10 расчетов. Предположение всегда меньше, чем ожидаемый фактический расход для этого конкретного увеличения относительного хода.
Для первого приращения хода (относительный ход 0,1), первоначальное предположение произвольно устанавливается 0,01 от минимального указанного значения расчетного расхода. Разумно предположить, что расход в любом практическом регулирующем клапане при 10%-ном ходе будет больше, чем 1/100 минимального расчетного расхода. Для последующих расчетов (относительное увеличение хода в пределах от 0,2 до 1,0), первоначальное предположение – это фактический расход, вычисленный из предыдущего расчёта увеличения хода.
Расчет расхода при каждом приращении относительного хода начинается с первоначального предположения для расхода и соответствующего Cv (вычисляется с использованием этого предположения о расходе, P
клапана и перепада давления, рассчитанного моделью в табл. 2 при таком расходе). Абсолютное значение разницы между этим Cv и вводом пользователя расчетного Cv клапана в таблице на рис. 1 записан для этой итерации.
Для следующей итерации предположение расхода увеличено на 1% выше расхода, использованного в предыдущей итерации, и вышеописанный процесс повторяется. После достаточного количества итераций список вычисленной разницы между фактическим Cv клапана и вычисленным Cv ищется минимальное значение. Этот минимум – это точка, в которой вычисленная Cv наиболее близка к Cv клапана в таблице 1.1 для этого приращения относительного хода. Расход от этой итерации затем становится в пределах 1%. Расход при этом шаге относительного хода для этого клапана в этой системе. После вышеприведенной процедуры для всех 10 шагов хода клапана, чертятся графики, которые показаны на рисунке 1.20.
Хотя ранее об этом не упоминалось, причина, по которой FL (Коэффициент восстановления давления жидкости в клапане) указан в таблице 1.1. объясняется тем, что итерационные расчеты проверяют и корректируют для дросселированного потока. Влияние трубных редуцирующих устройств на оба Cv и F
также включены в расчеты.
1.5. Подходы к эффективному подбору номинального диаметра регулирующей арматуры
Выбор регулирующей арматуры подходящего размера необходим для достижения высшей степени управления процессом. Сегодня расчет размеров регулирующей арматуры обычно выполняются с использованием компьютерных программ. Большинство производителей регулирующей арматуры предлагают программное обеспечение для определения размеров регулирующей арматуры бесплатно, однако в основном они применяются только к регулирующей арматуре производителя. Расчеты в программе подразумевают выбор из ряда имеющихся регулирующих клапанов. Обычно выбор включает типовые регулирующие клапаны с равнопроцентной характеристикой, линейные проходные клапаны, шаровые краны, эксцентриковые поворотные клапаны, высокопроизводительные дисковые затворы и сегментные шаровые краны. Эти типовые решения по выбору арматуры позволяют пользователю исследовать возможность применения различных типов и размеров регулирующей арматуры для конкретного применения, не оказывая предпочтение конкретному производителю арматуры.
Кроме того, существует множество комплексных таблиц в Excel, соответствующие методам ANSI / ISA-75.01.01 (IEC60534-2-1 Mod)-20012, а также уравнения расхода для подбора размеров регулирующей арматуры, которые доступны бесплатно на www.control-valve-application-tools.com. Эти таблицы применимы к регулирующей арматуре всех производителей и документированы так, чтобы пользователь мог проследить расчеты по уравнениям в стандарте.
Ниже представлен краткий обзор некоторых факторов, которые нужно учитывать, чтобы определить размер и выбрать правильную регулирующую арматуру для конкретного применения.
Выбор типа регулирующей арматуры
Выбор типа регулирующей арматуры, например, линейные седельные клапаны, шаровой, сегментный краны, дисковый затвор и т.д.) часто основывается на инструкциях или предпочтениях завода-изготовителя. Например, большинство регулирующей арматуры на бумагоделательных заводах обычно представляют собой шаровые или сегментные краны. Нефтеперерабатывающие заводы традиционно используют большое количество клапанов с линейным движением штока, хотя беспокойство по поводу выбросов в атмосферу заставило некоторых пользователей обратить внимание на поворотную регулирующую арматуру, потому что зачастую в таком случае легче получить долговременное уплотнение штока. Линейные клапаны имеют самый широкий спектр опций пропускной характеристики, снижения давления, температуры, шума и кавитации.
Линейные клапаны, как правило, самые дорогие. Сегментные шаровые краны, как правило, имеют более больший диапазон регулирования и почти в два раза большую пропускную способность от линейных клапанов сравнимого диаметра и, кроме того, они дешевле. Тем не менее, сегментные шаровые краны ограничены при наличии экстремальных температуры и давления и более подвержены шуму и кавитации, чем линейные клапаны. Поворотные затворы даже дешевле, чем шаровые краны, особенно больших размеров (8 дюймов и более). Они также имеют меньший диапазон регулирования, чем шаровые краны, и более подвержены кавитации. Эксцентриковые поворотные краны (общий термин, обычно применяется к клапанам с торговыми названиями, такими как Camflex, зарегистрированный товарный знак DresserMasoneilan и Finetrol, зарегистрированный товарный знак MetsoAutomation) сочетает в себе особенности поворотной регулирующей арматуры, такие как уплотнения штока с высоким сроком службы и компактная конструкция запорной регулирующей арматуры. В отличие от других типов поворотной регулирующей арматуры, которые имеют пропускную способность примерно вдвое больше, чем у линейной регулирующей арматуры, пропускная способность эксцентриковых поворотных плунжерных клапанов находится на уровне линейных клапанов.
Конечно, выбор типа регулирующей арматуры очень субъективен. При отсутствии четкого предпочтения завода, рекомендуется следующий подход для выбора типа регулирующей арматуры для применения, где регулирующая арматура будет 6 дюймов или меньше. Рассматривая давление, перепад давления, температуру, необходимую пропускную характеристику, кавитацию и шум, нужно сначала определить, будет ли работать сегментный шаровой кран. Если сегментный кран не подходит, следует выбрать линейный регулирующий клапан. Нужно иметь в виду, что клеточные клапаны не подходят для грязных сред. В тех случаях, когда применяется регулирующая арматура 8 дюймов или больше, рекомендуется сначала исследовать применимость высокоэффективного поворотного затвора из-за потенциальной значительной экономии в цене и весе.
Пропускная способность регулирующей арматуры
Как правило, системы со значительным количеством труб и фитингов (наиболее распространенный случай) обычно лучше всего подходят для равнопроцентных действительных характеристик регулирующей арматуры. Системы с очень маленькими трубами и другими элементами, потребляющими давление (где падение давления в регулирующей арматуре остается постоянным, и в результате, действительная характеристика регулирующей арматуры также является установленной характеристикой) обычно лучше подходят для линейных действительных характеристик регулирующей арматуры.
Переходные и сужающие устройства
Регулирующая арматура обычно устанавливаются в трубопроводе большего размера, чем сама регулирующая арматура. Чтобы приспособить меньшую по размеру регулирующую арматуру, необходимо прикрепить переходники (конфузоры). Так как размер регулирующей арматуры обычно неизвестен в то время, когда рассчитывается падение давления, доступное регулирующей арматуре, можно не включать переходники в расчеты потерь давления в трубопроводе. Вместо этого потери давления в переходниках рассчитываются как часть процесса определения размера регулирующей арматуры путем учета коэффициента геометрии трубопровода Fр. Все современные компьютерные программы для определения размера регулирующей арматуры включают Fр в расчеты. Поскольку Fр является функцией неизвестного Cv, требуется итеративное решение.
Данные расчетов
Расчет диаметра регулирующей арматуры будет надежным только в том случае, если данные процесса, используемые в расчете, точно соответствуют реальным процессам. Есть две области, где появляются ненадежные данные, и где нужно вводить корректировки. Для этого применяют два способа. Первый предполагает добавление коэффициента запаса к расчетному расходу. Второй включает определение размера падения давления ?P. Однако проблема может возникнуть, если несколько человек участвуют в проектировании системы, и каждый добавляет коэффициент запаса, не понимая, что другие сделали то же самое.
Пожалуй, самая неправильно понятая область определения размера регулирующей арматуры – это определение перепада давления ?P для использования в расчете размеров. ?P не может быть произвольно конкретным без учета фактической системы, в которой будет установлена регулирующая арматура. Необходимо помнить, что все компоненты системы, за исключением регулирующей арматуры (например, труб, фитингов, запорной арматуры, теплообменников и т. д.) зафиксированы, и при скорости потока, требуемой системой (например, для охлаждения горячих химикатов до указанной температуры, поддержания указанного уровня в баке), потеря давления в каждом из этих элементов также зафиксирована. Только регулирующая арматура является переменным, и подключена к автоматической системе управления. Система управления отрегулирует регулирующую арматуру в нужное положение, чтобы установить требуемый поток (и, таким образом, достичь указанной температуры, уровня в баке и т. д.). В этом случае, часть всей системы перепада давления (разница между давлением в начале системы и в конце системы), которая не используется фиксированными элементами, должна появиться в регулирующей арматуре.
Правильная процедура определения падения давления в регулирующей арматуре в проектируемой системе, будет следующей:
1. Начните с точки, расположенной перед регулирующей арматурой, где давление известно, затем при данной скорости потока вычтите потери давления системы, пока вы не достигнете впускного отверстия клапана, так Вы определите P
.
2. Затем за клапаном, пока не найдете другую точку, где известно давление, и при заданной скорости потока обратно (перед впускным отверстием клапана) добавляя (так как вы двигаетесь к впускному отверстию) потери давления системы, пока не достигнете выпускного отверстия клапана, так Вы определите P
.
3. Теперь вы можете вычесть P
из P
, чтобы получить ?P.
4. Если вы планируете выполнить расчеты размеров больше одной скорости потока (например, при максимальном и минимальном расчетном потоке) необходимо повторить расчет P
и P
при каждой скорости потока, так как потери давления в системе (и напор насоса) зависят от потока. На рисунке 1.21. показан этот процесс.
Рис. 1.21. Правильный метод определения падения давления в регулирующей арматуре в целях определения её размера.
В некоторых ситуациях пользователю нужна помощь при определении перепада давления в регулирующей арматуре. Типичная ситуация такого рода представляет собой насосную систему, в которой пользователь знает необходимое давление в конце системы и в праве выбрать насос. Процедура, которая часто дает оптимальное падение давления в регулирующей арматуре, включает в себя расчет потерь динамического давления во всех неподвижных элементах системы при расчетном уровне расхода. Для хорошего баланса по экономичности и качества регулирования следует добавить падение давления, равное половине динамических потерь для регулирующей арматуры. После добавления этой суммы к требуемому давлению в конце системы и любым изменениям в напоре, выберите насос, который соответствует требуемому давлению как можно ближе. Так как, вероятно, нужно будет выбрать насос, который не совсем точно соответствует расчетному требуемому давлению, следует пересчитать фактический размер регулирующей арматуры по ?P, как описано в предыдущем абзаце. Проектирование при расчетном перепаде давления для регулирующей арматуры значительно меньшей, чем половина других динамических потерь, вероятно, приведет к системе, которая будет плохо регулировать. Проектирование при перепаде давления регулирующей арматуры, которое значительно выше, приведет к излишне высокой расходуемой энергии насосом, и может вызвать проблемы с шумом и кавитацией.
Кавитация в регулирующей арматуре
Дросселируемый поток жидкости в регулирующей арматуре приводит либо к парообразованию, либо, что чаще, к кавитации. Необходимо ее избегать, потому что кавитация в регулирующей арматуре почти наверняка приведет к высокому уровню шума, быстрому и серьезному повреждению клапана. Классический подход, объясняющий явление дросселируемого потока, заключается в предположении, что поток увеличивается линейно с квадратным корнем падения давления ?P, пока ?P не достигнет дросселируемого перепада давления ?Pchoked, а затем сразу становится полностью дросселируемым без дальнейшего увеличения расхода (см. пунктирные линии на рисунке 1.22.). Также представлен расход в зависимости от квадратного корня падения давления в соответствии со стандартами размеров регулирующей арматуры ISA / IEC.
Рис. 1.21. Расход жидкости в зависимости от квадратного корня падения давления в регулирующей арматуре
В действительности существует определенное количество округлений на графике в точке ?Pchoked, как показано на рисунке 1.22. Это округление кривой потока прогнозирует кавитационные повреждения более тонко, чем просто сравнение действительного падения давления с рассчитанным перепадом дросселируемого давления, которое предполагает классическое рассмотрение о внезапном переходе между недросселируемым потоком и дросселируемым потоком. Оказывается, что и шум, и разрушение могут возникнуть еще до того, как падение давления достигнет ?Pchoked . На протяжении многих лет, то, что здесь называется ?Pchoked имело множество названий, потому что стандарты регулирующей арматуры ISA / IEC никак его не называло. С выпуском Стандарта-2012 впервые возникло название ?Pchoked».
Некоторые производители регулирующей арматуры прогнозируют возникновение кавитации путем определения начального повреждения, связанного с падением давления, которое иногда называют ?P
, как показано в формуле на рисунке 1.21. Эти производители оценивают опыт фактического применения с кавитационными повреждениями и устанавливают то, что они считают значимым значением Kc для своей регулирующей арматуры. Один производитель, например, использует Kс для седельных клапанов, равные 0,7. Есть другие производители, которые, исходя из рекомендованной практики, ISA – RP75.23–1995, используют ? для обозначения различных уровней кавитации. Эти производители регулирующей арматуры публикуют значения, либо ?mr (рекомендуемое производителем значение сигма) или ?повреждения (?damage).
Сигма определяется как «(P1 – Pv) / ?P» ?
и Kс являются обратными величинами и, таким образом, передают ту же информацию. Высокие значения Kс перемещают точку начального повреждения ближе к ?Pchoked, где более низкие значения ?
делают то же самое.
Хороший метод для прогнозирования кавитационных повреждений основан на том факте, что тот же элемент, который наносит ущерб, также вызывает шум, а именно схлопывание пузырьков пара. Идея корреляции шума с кавитационным повреждением получила свое начало в 1985. Ганс Бауманн опубликовал статью в журнале Chemical Engineering (Химической инженерии – www.chemengonline.com), где на основании некоторых тестов предельных повреждений, он установил максимальный уровень звукового давления, SPL, 85 дБА в качестве верхнего предела, чтобы избежать недопустимые уровни кавитационных повреждений в дисковых затворах.
Однако это зависит от применения. Так, по исследованию Джона Монсена, приведенного в журнале Flow Control, в некоторых случаях кавитационные повреждения были минимальными, а в других – чрезмерными. Заключением исследования было то, что можно предсказать, что ущерб будет в пределах допустимого, пока прогнозируемый уровень шума ниже предела, установленного в исследовании. В случае 4 и 6 дюймовых клапанов, пределом будет 85 дБА. Пределы SPL, установленные в исследовании (на основе расчетов шума с использованием VDMA 24422 1979), для избегания кавитационных повреждений таковы: для клапана не более 3 дюймов: 80 дБА; от 4 до 6 дюймов: 85 дБА; от 8 до 14 дюймов: 90 дБА; и 16 дюймов и больше: 95 дБА. Обратите внимание, что независимо от расчета шума, предполагая, что давление на выходе регулирующей арматуры больше, чем давление паров жидкости, фактическое падение давления должно быть меньше, чем перепад дросселируемого давления, потому что опыт показал, что работа над перепадом дросселируемого давления почти наверняка может привести к кавитации.
Следует отметить, что, хотя дросселируемый поток с газом не вызывает повреждения регулирующей арматуры, дросселируемый поток газа может привести к высокому уровню шума, но они будут обнаружены любой программой определения размеров регулирующей арматуры. Многие специалисты предупреждают об уровне аэродинамического шума выше 120 дБА (рассчитано с трубой по графику 40) из-за получающегося в результате высокого уровня вибрации внутри клапана.
1.6. Установленное усиление как критерий настройки регулирующей арматуры
Для того чтобы получить хорошее и стабильное качество регулирования во всём диапазоне требуемого расхода, необходимо использовать регулирующую арматуру, которая имеет линейную расходную характеристику, или таковую как можно ближе к линейной в большинстве систем. Это известно. Часто сложно сравнить качество регулирования двух клапанов с менее идеальными расходными характеристиками, просто изучая графики их расходных характеристик, но можно узнать больше о том, насколько хорошо они будут управлять конкретной системой, если изучить их установленное усиление (прим. в профессиональной литературе в РФ – коэффициент усиления).
Установленное усиление
График слева на рисунках 1.23 и 1.24 представляет собой предположительную расходную характеристику регулирующей арматуры, а график справа – соответствующее установленное усиление. Усиление устройства определяется как отношение изменения производительности (расхода) на соответствующее изменение пропускной способности. В случае регулирующей арматуры, производительность – это расход в системе (q), а потребляемая мощность – ход клапана (h) таким образом, его установленное усиление определяется как:
Усиление = ?q / ?h.
Графическая интерпретация установленного усиления – это наклон установленной характеристики расхода, а математическая интерпретация установленного усиления есть первая производная от характеристики установленного расхода.
Рис. 1.23. Установленная пропускная характеристика и установленное
усиление трех регулирующих клапанов
Рис. 1.24. Установленная пропускная характеристика и установленное усиление равнопроцентного клапана, установленного в системе со значительным количеством труб и / или других устройств, работающих под давлением.
Зеленая линия на графике слева на рисунке 1.23. представляет собой характеристику идеального линейного установленного расхода, где идеальная линейная установленная характеристика – это прямая линия, и изменения относительного хода клапана (?h) влияют на равные изменения относительного расхода (?q). На рисунке изменение положения клапана на 1% вызывает изменение расхода на 1 %. Поскольку наклон зеленой линии постоянен, то установленное усиление этого клапана также будет постоянным, и так как изменение положения на 1% вызывает изменение относительного расхода на 1 %, его установленное усиление будет равно 1, (усиление = 1% / 1% = 1,0). Так же, как зеленая линия на графике установленной характеристики представляет собой идеальную линейную установленную пропускную характеристику, зеленая линия на графике установленного усиления с постоянным значением 1,0 представляет идеальный установленный коэффициент усиления.
Невозможно получить точную идеальную установленную характеристику и установленное усиление, потому что:
1) реальные клапаны не имеют точный линейный или равный процент действительной пропускной характеристики;
2) взаимодействие между равным процентом действительной характеристики и характеристики системы не сокращают друг друга.
Тем не менее, каждый расчетчик стремится приблизиться к указанным показателям насколько это возможно. Вот почему идеальная линейная установленная характеристика и постоянное установленное усиление, равное 1,0, являются эталоном.
На рисунке 1.23 есть два других клапана с прямой линией пропускной характеристики. У одного очень крутой наклон, а у другой небольшой. Клапан с синим графиком, у которого установленная расходная характеристика имеет крутой наклон, очень чувствителен. Его график установленного усиления имеет постоянное, но большое значение.
Клапан с красным графиком, у которого установленная расходная характеристика имеет небольшой наклон, не очень чувствителен. (На рисунке показана только часть клапана, которая нас интересует). Его усиление изображено на графике в виде константы, но имеет небольшое значение.
Ни один из этих клапанов не будет хорошей регулирующей арматурой. Клапан с низким усилением не будет хорошей регулирующей арматурой, потому что, когда шток клапана движется, расход почти не меняется. Регулирующая арматура, которая, когда она движется, не изменяет расход, не такая уж и регулирующая. Клапан с крутым наклоном имеет очень высокий коэффициент усиления, и, следовательно, небольшие изменения в положении клапана вызывают очень большие изменения в расходе. Это менее очевидно, почему этот клапан не будет хорошей регулирующей арматурой. Когда две части (такие как шар и седло или ось клапана и сальник) соприкасаются друг с другом, они проявляют два вида трения. Когда части не двигаются, они, как правило, держатся вместе и трение высокое. Когда они движутся, трение становится намного ниже. Взаимодействие между статическим и динамическим трением затрудняет позиционирование клапана именно там, где он должен быть. Из определения усиления, изменение расхода равно произведению изменения положения на установленное усиление (?q =?h* Усиление). Если клапан с высоким усилением (установленное усиление которого равно 4) может позиционироваться только в 1%-ном приращении, наиболее точно этот расход можно было бы контролировать в 4%-ном приращении, которое может быть недостаточно точным.
Поняв значения установленного усиления, и то, как можно применить это понятие к равнопроцентному клапану в системе с большим количеством труб (и /или другие элементы, потребляющие давление), где установленная характеристика почти линейная, но слегка S-образная, как показано на левом графике рисунка 2? Пунктирные линии представляют предположительную идеальную линейную установленную характеристику и результирующий идеальный установленный коэффициент усиления с постоянным значением равному 1,0. Здесь форма графика установленной характеристики постоянно меняется, также как и ее наклон. Рассмотрим мгновенный наклон и, следовательно, установленное усиление в нескольких точках.
