蒸汽系统控制阀的选型VIP

6.4.1 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 6.4 蒸汽系统的 控制阀选型 489 6.4.2 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 蒸汽系统的控制阀选型 在讨论蒸汽系统的控制阀的选型之前，有必要对蒸汽在换热应用中的一些特性做一下回顾。 蒸汽以特定的压力供给至控制阀上游，通过控制阀进入换热器，换热器也工作于特定压力。 蒸汽通过控制阀进入设备换热空间，同换热器表面接触。 蒸汽在换热表面冷凝，产生冷凝水。 冷凝水的体积比蒸汽的体积小很多，也就是说，当蒸汽冷凝后，蒸汽空间的压力下降。 蒸汽空间压力下降会导致控制阀的上下游存在压差，蒸汽会从高压区（控制阀上游）流向低压区（设 备内的蒸汽空间），流量同压差成某种比例关系，与蒸汽冷凝的速率平衡。 进入蒸汽空间的蒸汽量取决于压差和阀门的口径。在任何时候，如果通过阀门的蒸汽量小于蒸汽的冷 凝量（可能阀门太小），换热器内的蒸汽压力和换热率会减小到要求值以下，换热器就无法满足所要 求的热负荷。 如果使用调节控制系统，当制程的温度接近控制器的设定值时，控制器会将阀门关小相应的量， 因此会减小蒸汽的量来维持低热负荷下所需要的低压。（阀门的开启和关闭通常指的是“阀 关小阀门会减小流量，蒸汽空间的压力和温度下降。这样蒸汽和制程之间的温差会减小，换热率 门开度”的增加和减小；详细内容会在6.5节“控制阀特性”中介绍）。 会降低，其关系如公式2.5.3所示。 公式2.5.3 10 bar g P1P2 DN50 控制阀 9.5 bar g 式中： Q = 单位时间的换热量(W (J / s)； U = 总的换热系数 (W/m2)； A = 换热面积(m2) ； TM = 蒸汽和二次侧流体间的平均温差 ()。 侧到二次侧的换热量也会减少。 饱和蒸汽流过控制阀 换热器的制造商会按照一定的输出热量要求进行设计。为达到这个热量输出，在换热表面（如壳管式 换热器的换热盘管内侧）需要一定的饱和蒸汽温度。对饱和蒸汽，温度和压力一一对应，因此通过控制蒸 汽的压力就可以很简单实现温度控制。 （和温度）相对较高。因此，为达到设计负载所需要的换热盘管相对较小。 小了，所以通过阀门的压降会增大，进入换热盘管的蒸汽的压力（和温度）会降低。因此，为达到同 样的热负荷所需要的换热面积会增加。换句话说，需要一个稍大一点的换热盘管或换热器。 继续减小阀门的口径，相同流量的蒸汽通过控制阀的压降会更大，为了维持相同的热量输出需要进一 步增加换热面积。 Q = UATM 总换热系数（U）不会有大的改变，面积（A）是固定的，因此如果平均温差（TM）减小，从蒸汽 假设控制阀前蒸汽的供汽压力是10 bar g，一定流量的蒸汽通过控制阀进入换热器。阀门处于全开状 态（见图6.4.1）。 如果安装的阀门是DN50，阀门处于全开状态，通过阀门的压降相对较小，供给换热器的蒸汽的压力 现在考虑，一个DN40的阀门处于全开状态，通过与DN50阀门相同的流量。因为阀门的流通面积变 490 6.4.3 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 不管阀门口径多大，当制程的需求量减小时，阀门必须从全开向关的位置调节。但是，在最初一 量的改变，可以得到比较好的调节。 如果选择大的控制阀，可以看到控制作用小的起始行程部分会增大，而在全负载的时候的压降也比较 小。当控制阀选得足够小的话，全负载的时候需要“临界压降”，这种行程的影响就会消失。临界压降会 在下面的部分进行介绍。 此外，如果选择大的控制阀，阀门流通面积增大，给定流量的改变需要的阀门行程的改变会比小口径 控制阀要小。 这样经常会引起控制不稳定，增加“振荡”的可能性，尤其是在负荷减小时。 临界压力 通过控制阀的质量流量会随着压差的增大而增加，直到达到“临界压力”状态。我们可以通过喷嘴的 工作原理以及同控制阀的比较来进行解释。 确设计，其形状可以满足高效运行。 图6.4.2 一个渐缩渐扩喷嘴 流向 高压进口 喉口 流线 流向 低压出口 10 bar g P1P2 DN40 控制阀 9 bar g 10 bar g P1P2 DN32 控制阀 5 bar g 图6.4.1 通过全开的控制阀的流动 段行程内调节作用比较小，阀门行程的变化百分比引起很小的流量的变化百分比。通常，10%的行程变 化可能只引起5%的流量改变。行程更大时，当阀芯接近阀座时，5%的行程的改变可能会引起10%的流 假设一个接近理想的小孔，如图6.4.2所示的渐缩渐扩喷嘴。如果按照上下游压力和供汽条件进行正 491 6.4.4 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 这样的喷嘴可以认为一种热力机，将热能转变为机械能（动能）。设计要求是在给定的压降下释放所 要求的蒸汽量，同时产生的紊流和摩擦损失最小。 在收缩段，随着压力的降低，蒸汽的比容增加，但蒸汽流速随着压力的降低而增加。开始时，流速 的增加远远快于比容的增加，通过这部分喷嘴所需要的流通面积减小。在某个点，比容的增加快于流速的 增加，流通面积必须更大。在此点，蒸汽流速达到音速，流通面积为最小值。在这个最小流通面积或“喉 口”处的蒸汽压力称作“临界压力”，如果是饱和蒸汽的话，可以发现这个压力同初始压力（绝对压力） 的比值接近0.58。 显然，在“临界压降”下通过给定大小的喉口的流量最大。为了达到更大的流量，那么： 因此，一旦在喷嘴喉口达到了临界压降，或者在使用孔板时候达到“最小缩流断面”，进一步减小下 游压力不能再增加流过设备的流量。 如果通过整个喷嘴的压降大于临界压降，在喉口就会产生临界压力。通过喉口以后，蒸汽会膨胀，如 果出口面积正确选型，在喷嘴出口处达到所需的下游压力，当蒸汽以高速流出喷嘴时产生的湍流很小。 如果喷嘴的出口过大或过小，在喷嘴出口处会出现湍流，引起流量减小和噪声增加： 如果喷嘴出口过小，蒸汽无法足够膨胀，只能在下游管道中继续膨胀，直到在低压区达到下游压力。 如果喷嘴出口过大，蒸汽在喷嘴内膨胀过度，出口蒸汽的压力低于所要求的压力值，使得蒸汽在出口 外再次压缩至所需的低压值。 公式6.4.1 值得指出： 临界压力比可以用公式6.4.1表示。 是给定值： 湿蒸汽： = 1.035 + 0.1(x) “x”是蒸汽干度，0.8 x 1 干饱和蒸汽： = 1.135 过热蒸汽： = 1.3 对干饱和蒸汽，使用等式6.4.1： 临界压力会由于流体的特性而有轻微的改变，尤其与蒸汽（或其它气体）的比热比cp/cv有关，称为流 体绝热指数或等熵幂，用符号“n”、“k”、或“”表示。过热蒸汽是0.55，空气是0.53。 喷嘴的形状（图6.4.3）是平滑的轮廓线，使最小缩流断面发生在喷嘴的喉口处。（棱边形状的小孔最 小缩流段面发生在小孔的下游。最小缩流断面的影响的详细内容会在4.2节“流量计原理”介绍。） a. 增大流速，只有通过增大压降实现 - 但同时也会更大程度上增大比容，或： b. 减小比容，只有减小压降实现 - 但同时也会更大程度地减小流速。 临界压力比 临界压力比 492 6.4.5 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 流向 高压区 喉口 流线 流向 低压区 图6.4.3 渐缩渐扩喷嘴 控制阀可以同渐缩渐扩喷嘴作类比，两者都有一个高压区（在阀门进口）、一个缩流断面（在阀芯和 阀座之间的进口）、一个喉口（阀芯和阀座之间最窄的间隙）、一个扩流断面（从阀芯和阀座的出口）和 低压区（阀体下游）。见图6.4.4。 图6.4.4 控制阀内的渐缩渐扩管原理 阀座 喷嘴和控制阀具有不同的功能。喷嘴主要设计用于增加蒸汽的流速以提高做功（可能是驱动汽轮机叶 片），因此蒸汽在喷嘴出口的流速依然很高。 相反，控制阀是一种限流或“节流”设备，设计用于使蒸汽流产生明显的压降。控制阀喉口的出口 蒸汽流速同蒸汽离开渐缩渐扩喷嘴时的状态相似；因此在喉口以后阀芯和阀座之间的渐扩通流段，蒸汽膨 胀，流速增加。如果通过阀门的压降大于临界压降，因为压力小于喉口处的压力，在该区域蒸汽流速会增 至超音速。 过了这一点，蒸汽进入阀体内（低压区）相对较大的腔体，由于连接管道内的背压作用，蒸汽处 处基本相同。其中微小的区别是由于流过阀门时的摩擦造成能量损失。 低压区 渐扩区 喉口 渐缩区 高压区 流向 低压处 阀芯 于相对高压，引起流速和动能的快速下降。按照稳定流动能量方程（SFEE），蒸汽的焓值增加至同进口 493 6.4.6 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 从这一点开始，阀体内的蒸汽流渐缩至阀门出口，压力（和密度）接近下游管道的压力（和密度）。 当这个压力稳定后，对应于阀门进口截面的流速也稳定。 图6.4.5 渐缩渐扩渐缩的阀体 至控制阀“腔室” 的渐扩区 至控制阀出口的渐 缩区 高压进入管道 流向 低压流出管道 在阀芯和阀座 之间的渐扩区 控制阀喉口 流向 至控制阀喉口 渐缩区 低压区 当通过控制阀的压降大于临界时，在低压区由于大量的动能和热能之间瞬时转换而产生噪声，有时会 由于超音速的蒸汽的存在加剧这种状况。 阀门出口流速、噪声、冲蚀、干度和过热的影响 在进行控制阀选型时，噪声是需要考虑的一个很重要的因素，不仅是因为它会增加声音等级，同 时会产生振动损坏阀门的内部件。可以使用特殊设计的降噪阀内件来降低噪声，但是更加便宜的解决 方法是安装一个稍大一点的阀门。计算控制阀产生的噪声的方程很复杂，很难进行人工计算。通常认 公式6.4.2 式中： C = 蒸汽中的音速 (m/s)； 31.6 = 比例常数； = 蒸汽的绝热指数(饱和为1.135，过热为1.3)； R = 0.4615 蒸汽的气体常数 (kJ/kg)； T = 蒸汽的绝对温度 (K)。 另外有一个稍微粗糙但是很有用的方法，可以估算噪声是否构成问题，就是计算阀门的出口流 要求的流量）。高流速还会产生阀体下游的冲蚀，尤其是当蒸汽比较潮湿的时候。通常建议是湿蒸汽的出 口流速最大为40m/s。 通过控制阀压力下降产生的另一个问题是蒸汽干度增大或者产生过热，这取决于进入阀门的工况。在 加热工艺中通常不希望有大的过热度存在，因此确定是否发生过热很有必要。对于过热蒸汽 图6.4.5的示意图用虚线表示了通过阀门时体积的相对改变量。 为如果干饱和蒸汽在控制阀出口的流速大于0.3马赫数的话，产生的噪声将无法接受。声音在蒸汽中的流速 取决于蒸汽的温度和品质，在条件已知的情况下用公式6.4.2来计算。（马赫数1=音速） 速。简单来说，对干饱和蒸汽，如果阀门的出口流速大于150m/s，那么阀体选型太小（即使阀芯能满足所 （和干气体），允许的阀门出口流速可以达到0.5马赫数；但是，液体的出口流速必须小于10m/s。 C = 31.6 R T 494 6.4.7 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 体积流量 = 1300 kg / h x 0.391 8 m3 / kg = 509.3 m3 / h = 0.1415 m3 / s 控制阀出口流速 = 体积流量 出口面积 = 0.141 5 m3 / s 0.000 49 m2 = 289 m / s 需要检查一下出口流速是否超过0.5马赫数，这是过热蒸汽的阀门出口流速的限定值。 音速（马赫数1）可以用公式6.4.2计算得到。 控制阀的进口蒸汽是来自汽水分离器压力为12 bar g的干饱和蒸汽，经控制阀在满负载下将压力减到4 bar g。满负载流量为1300kg/h，需要的Kvr是8.3。最初选用DN25（1“）的控制阀，其Kvs是10，阀门的出 口面积为0.00049m2。蒸汽的出口流速是多少？ 确定蒸汽在出口4 bar g下的状态。 按照以下步骤计算蒸汽的干度和过热度： 查蒸汽表，上游干饱和蒸汽的全热(hg)在12 bar g = 2787kJ/kg ， 因为上游蒸汽处于干饱和状态，经过控制阀后蒸汽必定处于过热状态；因此需要使用过热蒸汽表来对 蒸汽的特性进行量化。 使用斯派莎克网站上的蒸汽表，选择“过热蒸汽”，输入参数“4 bar g”和全热2787kJ/kg来计算下 游蒸汽的状态参数。 输入这些参数之后，蒸汽表会给出计算结果，在4 bar g时过热度为16.9度（442K）。（如何确定下游 蒸汽状态的详细介绍请参考第2.3节“过热蒸汽”。） 过热蒸汽的比容，4 bar g，442 K是0.3918m3/kg (从蒸汽表查的)。 公式6.4.2 由于出口蒸汽为过热蒸汽，绝热指数“”的值选择1.3。 R是气体常数，对蒸汽来说是0.4615kJ/kg T是绝对温度为442K 因此阀门出口处的音速为： 由于阀门出口的蒸汽处于过热状态，用0.5的马赫数作为标准来确定阀门的噪声是否过大。 0.5 x 515 = 257.5 m / s 由于预期的流速为289m/s，超过了257.5m/s的限定值，因此DN25的阀门由于噪声太大而不适合此应 用。 考虑用稍大口径的阀门，DN32（但是阀芯大小与25mm相同）。阀门的出口面积为0.0008m2（查表 6.4.1）。 出口流速 = 0.1415 m3/s = 177 m/s 例6.4.1阀门出口流速和干度/过热度的影响 0.0008 m2 C = 31.6 R T 495 6.4.8 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 因为是过热蒸汽，可以看到阀门出口流速小于0.5马赫数，因此DN32的阀体适合这个应用。 对于其它的上游条件可以采用相同的步骤来确定下游蒸汽状态。例如，如果已经知道上游蒸汽是湿蒸 汽，下游有可能为湿蒸汽、干饱和蒸汽或者过热蒸汽，具体是哪种状态取决于压降。允许的出口流速取决 于蒸汽的状态，具体方法前面已经讲过，可以参考例6.4.2。 冲蚀： 控制阀选型公式： 控制阀将热能转换为动能的效率不如喷嘴高。蒸汽通过阀门进口、喉口、阀门出口，流道相对比较曲 折。 在控制阀中由于摩擦造成的能量损失远远大于喷嘴，而且由于： 阀体出口面积不太可能同下游蒸汽压力状态相匹配。 阀芯位置和阀座之间的关系是不断改变的。 阀门出口通常可能出现湍流。 这样看起来，不同型式的控制阀要达到临界流所需的压力降和上述喷嘴所需的值有所不同。由于通过 阀座和喉口下游侧限流通道的存在，需要更大的压力降达到最大流量。球阀和蝶阀的外形使得一部分压力 在喉口下游侧恢复，因此在比预期值更小的总压降下达到最大流量。 将这些和其它评判条件考虑在内，可以使用更加复杂的选型公式，这些公式中包含多个标准。 显得相当冗长而且很慢。 算控制阀的一些其它症状，如控制阀在高压降下产生的噪声水平。控制阀的供货商通常也用计算机选型软 件来完成他们自己阀门的选型。 蒸汽应用中球形阀的选型。 10 bar a x 58% = 5.8 bar a 游压力，压力的继续减小不再引起质量流量的增加。 另外一个问题是由于阀门出口流速过高造成阀体的冲蚀。在例6.4.1中，由于干度和过热的影响，压力 从12 bar g降到4 bar g时，蒸汽处于干燥的汽态，几乎不含任何水分，因此几乎可以不用考虑冲蚀带来的 问题。 简单来说，如果蒸汽离开控制阀的时候是过热的，那么出口流速的限定大约为250 m/s。 有时，当饱和蒸汽进入控制阀时会带有一定的水分，蒸汽的干度可能为97%或98%。如果蒸汽通过一 个正确设计的汽水分离器，那么干度几乎能接近100%，如例6.4.1所示。 如果压降不是很小，湿蒸汽可能会变成饱和干蒸汽或者带有一点过热度。 如果进口蒸汽为干蒸汽，同时阀门的压降很大，（如例6.4.1中），蒸汽将产生很大的过热度。 类似的标准之一是IEC 60534。遗憾的是这些计算太复杂，只能采用计算机软件计算；人工计算会 然而，当为关键制程应用选择控制阀时，这些软件是不可缺少的。例如，IEC 60534是用来设计计 但是，一个简单的蒸汽控制阀选型公式，如用于饱和蒸汽的等式3.21.2，可以很好地应用于大多数 同时，如果考虑到临界压力发生在上游蒸汽绝对压力的58%的地方，球形阀不太可能会选小。 为简化起见，在本章中假定饱和蒸汽的临界压力为上游绝对压力的58%。 例如，如果控制阀上游的压力为10 bar a，通过阀门的最大流量为下游压力为： 相应地，临界压力降为上游压力的42%，也就是说，压降率为0.42。如前文所述，一旦达到这个下 496 6.4.9 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 为蒸汽换热器选择一个控制阀是在以下条件取一折衷方法： 由于阀门选型过大，温度会在设定值附近产生“振荡”，取决于控制器的设定和二次侧的温度，以及 系统的时间滞后。阀门行程的微小改变会引起流量的很大的改变，尤其是对于线形流量特性的阀芯。 运行负荷通常远远小于全负荷，阀门长时间工作于阀芯靠近阀座的情况。这样会产生抽丝的危险，（ 高速水滴挤压很窄的流通面产生冲蚀）。抽丝的发生会缩短控制阀的使用寿命。 在低负荷下系统不能正常工作，极大地减小了阀门的调节比能力。 蒸汽系统球形阀的简化选型 蒸汽在控制阀中的流动和膨胀是一个很复杂的过程。有各种各样不同的复杂的选型计算公式，但是在 实际应用中，使用结合“最合适”的数学曲线和经验参数的公式3.21.2所示的是用于饱和蒸汽节流的球形 阀的计算公式。这个相对简单的公式的优点在于可以借助计算器进行手动计算。此处假定临界压力发生在 上游压力的58%处。 05001 0001 5002 000 12 10 8 6 4 2 0 下游压力 (bar a) 流量 (kg / h) 图6.4.6 流过蒸汽阀门的流量增加，直至达到临界压降 在上游压力为 10 bar时，通过 一个全开控制阀 的蒸汽流量 公式3.21.2 12 K P 1 - 5.67 (0.42 - )= 2 vs1 m 1. 一个小的压降会减小换热器的尺寸（费用）。 2. 大的压降可能使阀门在大部分行程范围内能对压力和流量进行有效精确的控制。如果在全负荷时， 压力降小于10%，可能会出现三个问题： 497 6.4.10 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 公式6.4.3 同样也可以使用阀门选型软件或Kv曲线查询。 术语 通常阀门的全行程值称为Kvs，因此： Kvr = 应用所需要的实际流通能力值 Kvs = 一个特定的阀门的在全行程下的流通能力 搜集蒸汽阀门选型的信息 对阀门进行正确选型至少需要知道这些信息： 蒸汽的供汽压力。 换热器满足最大热负荷时所需要的蒸汽压力。 上述条件之间的差值定义了阀门在全负荷工况下的不同压差。 例 6.4.2 控制阀上游是干度为0.96的湿蒸汽，压力为10 bar a。在5 bar a是蒸发焓是2108.23kJ/kg。 图6.4.7 管壳式换热器蒸汽供给回路中的控制阀 控制器 二通控制阀 温度感应器 蒸汽 疏水阀 冷凝水 换热器 热负荷 泵 必须知道设备的热量输出大小和换热器工作压力下的蒸发焓（hfg）。用这些参数来确定蒸汽的流量。 供货商为他们所提供的阀门给出一个最大行程的KVS值。因此KV值不仅仅用于阀门选型，也可以对不 同类型阀门和不同制造商生产的阀门的流通能力进行比较。比较两个来自不同厂商的DN15的阀门，A阀门 的KVS值是10，B阀门的KVS值是8，在相同的压降下A阀的流通能力更大。 图6.4.7所示的应用中需要一个控制阀。 管壳式换热器制造商规定在管束中蒸汽压力需要达到5 bar的绝对压力来满足制程500kW的热量需求。 注：如果在P2小于临界压力时使用公式3.21.2，括号( 0.42-)为负值。将其考虑为0，因此可以将平方 根省掉，此时公式可以简化为公式6.4.3。 式中： ms = 质量流量 (kg / h)； Kv = 阀门流量系数 (m3/ hbar)； P1 = 上游压力 (bar a)； = 压降因子= P2 = 下游压力 (bar a)。 P1 - P2 ； P1 498 6.4.11 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 5 bar a蒸汽干度 = 2 697.15 / 2 748.65 = 0.98 5 bar a压力下可用的热量是 0.98 x hfg（5 bar a） = 0.98 x 2 108.23 kJ / kg = 2 066 kJ / kg 蒸汽的流量可以通过等式2.8.1来确定，此处的hfg是湿蒸汽换算后的蒸发焓。 公式2.8.1 确定蒸汽流量 首先，必须确定下游的蒸汽参数为5 bar a。在斯派莎克的网站上的湿蒸汽表上输入10 bar a 和0.96的 干度，可以看到10 bar湿蒸汽的全热(hg)是2697.15kJ/kg。 换热器的设计压力是5 bar a，在这个压力下干蒸汽的全热是2748.65kJ/kg（从蒸汽表查得）。 10 bar a蒸汽（由于湿度影响）的全热小于5 bar a下饱和蒸汽的全热，因此低压蒸汽所含的热量不足 以成为完全的干蒸汽。低压蒸气的干度就是这两个全热的比值。 全负荷下的压降比大于0.42，因此采用临界条件，使用等式6.4.3来确定所需的Kvr. 公式6.4.3 出口处的噪声是否构成问题。 阀门出口处的音速为： R = 0.4615 kj/kg (蒸汽的气体常数) 湿蒸汽在5 bar a下的温度同相同压力下干蒸汽的温度是一样的； T=425K。 在阀门出口处湿蒸汽的音速是： 确定全负荷下的压降比 初步选择一个口径为DN25的阀门。现在可以计算这个口径的阀门在通过这些量的湿蒸汽时在阀门出 蒸汽流量 = 负载 kW3600 工作压力下的hfg 蒸汽流量 = 蒸汽流量 = 871 kg/h湿蒸汽 压力降比率（） = 10 bar a- 5 bar a = 0.5 10 bar a 确定所需的Kvr 因为是湿蒸汽， 500 kWkJ/s x 3600 s/h 2066 kJ/kgkW ms = 12 KvP1 871 kg/h = 12 Kvr 10 bar a Kvr = 871 1210 Kvr = 7.26 499 6.4.12 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 体积流量 = 871 kg / h x 0.367 4 m3 / kg = 320 m3 / h 体积流量 = 0.088 8 m3 / s 出口流速 = 体积流量 出口面积 = 0.088 8 m3 / s 0.000 49 m2 出口流速 = 181 m / s 对湿蒸汽在阀门出口处的噪声标准是阀门出口流速 = 40m/s 因为此时出口流速已经大于40m/s，因此DN25的控制可能会： 1. 产生难以接受的噪声。 2. 在阀门的出口造成不合理的冲蚀。 因此由于湿蒸汽流过阀门出口，DN25的阀门不适合此应用。 DN25的控制阀出口面积为0.00049m2 5 bar a压力，0.98干度的湿蒸汽比容为 = 0.3674m3/kg 表6.4.1 典型的DN15 - DN200的控制阀出口面积 控制阀口径 出口面积 (m2) DN15 0.000 18 DN20 0.000 31 DN25 0.000 49 DN32 0.000 80 DN40 0.001 26 DN50 0.001 96 DN65 0.003 32 DN80 0.005 00 DN100 0.007 85 DN125 0.012 27 DN150 0.017 67 DN200 0.031 42 参考表6.4.1来确定满足出口流通面积大于0.00222m2的最小的阀门口径。 这个问题的一个解决办法是使用一个大一点的阀体，但是具有相同的KVS也就是10，来减小蒸汽的出 口流速。 音速， 因为，阀门出口速度 = 体积流量 出口面积 最小出口面积 = 体积流量 阀门出口速度 最小出口面积 = 0.088 8 m3 / s 40 m / s 最小出口面积 = 0.002 22 m2 500 6.4.13 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 选择，一定要尽量确定工作压力和流量。在这些情况下，建议采用10%至20%的上游压力作为压降来选择 控制阀。这样，选择的控制阀很可能选型过大。 从表6.4.1可以看到，来满足出口流速为40m/s的湿蒸汽的最小口径的阀门是DN65的阀门，出口面积 为0.00332m2。 因此，由于湿蒸汽通过控制阀的出口，在本例中控制阀的口径从DN25(1增加到DN65(21/2)。 一个更好的解决方法是在控制阀前面安装汽水分离器。这样可以使用口径稍小一点的控制阀DN25， 具有以下好处： 提供更好的调节，在蒸汽负载变化时所选口径的阀门的控制更精确。 确保干蒸汽通过控制阀，减少阀座处和阀门出口处的冲蚀的可能性。 由于换热表面没有被湿蒸汽中的水形成绝热保护层，保证换热器的最优性能。 小阀门及其执行器加上汽水分离器的费用可能和大阀门和大执行器的费用相同。 任意压降的控制阀选型 如果设备的工作压力未知，有时候可以采用折衷的办法。需要强调的是这种方法仅仅作为最后的 “控制阀特性”中作详细介绍）。 任意压降的控制阀选型不建议用于关键制程应用。 压降是否越高越好？ 最好按照控制阀在最大负载的时候上下游压降为临界压降选择控制阀口径。这样可以减小控制阀的口 径和成本。 但是，应用工况往往不允许这样。 例如，如果换热器的工作压力是4.5 bar a，最大蒸汽压力仅为5 bar a，阀门选型时只能按照10%的压 降计算(5-4.5 / 5) = 0.1。在这种情况下，如果按照临界压降选择控制阀会过度减小控制阀的尺寸，而换 热器内会供汽不足。 如果不可能增加蒸汽的供汽压力，一种解决办法是安装一个在更低压力下工作的稍大一点的换热器。 这样的话，通过控制阀的压降会增大。 这样的结果是一个小一点的阀门和大一点的换热器，因为换热器的工作压力（和温度）降低了。 但是，一个工作在稍低压力下的大换热器有以下优点： 由于蒸汽温度降低，减小了换热表面结垢的可能性。 冷凝水回水管道中的背压减小，冷凝水系统产生的闪蒸蒸汽减少。 控制阀和换热器之间的费用、阀门提供正确控制的能力、对其它系统的影响之间平衡很重要，上文已 讲述。 在蒸汽系统中，等百分阀门是比线性阀门更好的选择，因为低的压降对工作性能的影响更小。 蒸汽加热的换热器的种类 这个主题已经超出了本章节的范围，但是我们还是简单地看一下两种用于蒸气加热和制程应用中主要 的换热器。 管壳式换热器 一直以来，管壳式换热器已经在蒸气加热和很多工业制程应用中使用。它们通常都很结实，质量很大 并且具有很大的热滞后性，因此在某些要求严格的应用中不实用。 管壳式换热器的初始安装阶段通常选型过大，主要是由于在计算时放入了很大的结垢因子。蒸汽管道 内的流速通常很低，这样可以减小： 湍流。 流动的蒸汽和管壁之间的剪切应力。 热传导。 低的剪切应力意味着对管壁没有清洁作用；因此在设计阶段采用了很高的结垢因子，因而导 致选型过大。由于选型过大，安装以后的实际蒸汽压力通常要比预测的小得多。如果没有预料到这 一点，就不能对蒸汽疏水阀进行正确选型，蒸汽管道中可能充满冷凝水，造成不良控制，性能差。 板式换热器 板式换热器是一个很好的选择，相对比较轻巧，它们的质量比较小，对热负荷的改变能做出相当快速 的反应。 为解决这种问题，通常一个等百分比的阀门要比一个线性阀门提供的调节性能好（这将会在第6.5节 501 6.4.14 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 在正确设计以后，不太容易结垢，即使如果结了垢，也能很容易地将换热器拆卸、清洗、重新安装。 同管壳式换热器相比较，在同样的负荷需求时它们可以工作在更低的压力下，由于它们本身很高的换热特 性，不需要过大选型，与相同的管壳式换热器相比较，板式换热器的体积更小，价格更便宜。 板式换热器（正确设计用于蒸汽时）比相应的管壳式换热器更适合用于控制阀两侧高压降的系统中， 同时也更经济。这样带来的好处是可以选择更小更便宜的控制阀，同时也将换热器本身的费用降到最小。 总的来说，在设计系统时，最好按照控制阀在全负荷时为临界压降（或可能的最高压降）来选择板式换热 器的工作压力。 需要强调的并不是所有的板式换热器适合用于蒸汽。通常可以很容易买到用于液体系统的板式换热器， 也很容易会误认为它也能在使用蒸气加热时能很好地工作。蒸汽系统的正确选型不仅仅是压力温度兼容的 问题。供货商有正确的专业知识，当蒸汽作为主要能源来源时需要寻找正确的供货商。 使用选型曲线的蒸汽选型实例 饱和蒸汽 例 6.4.3 临界压力降应用 换热器的蒸汽用量 = 800kg/h 阀门的上游蒸汽压力 = 9 bar a 换热器内需要的蒸汽压力 = 4 bar a 参考蒸汽Kv曲线 (见图6.4.8) 1. 从表示蒸汽流量的纵坐标上800kg/h处划一根流量线。 2. 从表示进口压力的纵坐标上9 bar处画一根水平线。 量水平线相交。 4. 读取这个交点的Kv，例如Kvr7.5 换热器的蒸汽用量 = 200kg/h 阀门的上游蒸汽压力 = 6 bar a 换热器内需要的蒸汽压力 = 5 bar a 参考蒸汽Kv 曲线 (附件1) 同例6.4.3，在蒸汽流量的纵坐标线200kg/h的流量处划一根流量线，从6 bar进口压力纵坐标处划另一 根线同1 bar的压降线相交。 从交点处向下画一根垂直线，同200kg/h的水平线相交，读取交点的Kv ，例如Kvr3.8。 例 6.4.5 找出已知Kvs值的阀门的压降 换热器的蒸汽用量 = 3000kg/h 阀门的上游蒸汽压力 = 10 bar a 使用的阀门的Kvs = 36 参考蒸汽Kv 曲线 (附件1) 读出该交点的压降P1.6 bar。 确定“流量系数”的方法有很多种，包括公式3.21.2或6.4.3的计算或者通过计算机软件。或者使用简 单的阀门Kv值的选型曲线，见图6.4.6。下面举出几个选型实例来说明怎么使用这个曲线。 3. 在这根水平线同临界压降线（右上方斜线）相交点处画一根垂直向下的线，直到同800kg/h的流 例 6.4.4 非临界压力降应用 从3000kg/h处划一根水平线同Kv36的线相交。从交点自下而上画一根垂直线，同10 bar的水平线相 交。 注：在本例中，将表压（bar g）转换成绝对压力（bar a）时只需简单的在表压上加1就可以，例如， 10 bar g=11 bar a。 502 6.4.15 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 0.8 1 2 3 4 5 8 10 20 30 40 50 80 20 30 40 50 80 100 200 300 400 500 800 1000 2 000 3 000 4 000 5 000 8 000 10 000 20 000 30 000 40 000 50 000 80 000 0.1 0.2 0.3 0.5 1 2 3 5 10 20 30 0.4 1.6 2.5 6.3 25 K v=1.0 16 63 K v=100 160 250 400 100 000 40 压力降 bar 临界压力降线 4.0 Kv=10 饱和蒸汽的选型图 本图是经验性的，不适用于关键应用 图6.4.8 蒸汽系统的Kv选型曲线 蒸汽流量 kg/h (3 600 = kg / s) 进口压力 bar a (绝对) 503 6.4.16 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 0.8 1 2 3 4 5 8 10 20 30 40 50 80 10 20 30 40 50 80 100 200 300 400 500 800 1000 2 000 3 000 4 000 5 000 8 000 10 000 20 000 30 000 40 000 50 000 80 000 200 150501000 临界压力降线 0.1 0.2 0.3 0.5 1 2 3 5 10 20 30 压力降 bar 0.4 1.6 2.5 4.0 6.3 25 Kv= 1.0 Kv= 10 16 63 Kv= 100 160 250 400 40 过热蒸汽选型图 本选型图是经验性的，不适用于关键应用 图6.4.9 过热蒸汽的选型曲线 过热度 过热蒸汽 如果要为一个用于过热蒸汽的阀门选型，可参考例6.4.6和过热蒸汽的选型曲线图6.4.9。 例 6.4.6 过热度的垂直线找到相应的流量，然后划一根水平线相交。这样，图中就引入了一个过热蒸汽的修正因子 对Kv值进行修正。 下面的例子说明了如何使用曲线来为有100过热度的过热蒸汽选型：沿着纵坐标左边代表100 蒸汽流量 kg/h (3 600 = kg / s) 进口压力 bar a (绝对) 504 6.4.17 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 温度 () 压力(bar g) 通常，控制阀不能用于该区域 蒸汽饱和曲线 图6.4.10 PN25温度/压力限制条件实例 阀体设计条件 PN25 最大设计温度 300 设计的最大冷态测试水压为37.5 bar 产品必须不能用于该区域 PN16 - 铸铁 PN25 - 球墨铸铁 PN40 - 铸钢 设计厚度和阀体的连接方式同样也有影响。例如，一个球墨铸铁的阀门也可提供PN16，如果设计稍 作变动可以设计成PN25的压力等级。当地或国家的法规可能会影响这个限制，同时采用的连接方式也会 有影响。 选择蒸汽系统控制阀需要考虑的主要因素包括： 505 蒸汽系统的控制阀选型 前面的部分介绍了选择控制阀的步骤，选型的基础是知道需要通过的流量、通过阀门的压降。从这些 数据可以得到控制阀所需的KVS值。参考相应的产品信息文档可以知道选择需要的控制阀的相关信息。 控制阀选型需要知道其它几个因素。阀体材质的选择必须适合应用，阀体的材质选项有铸铁、球墨铸 铁、青铜、钢、不锈钢和一些特殊应用中的特殊材质，例如钛合金。 控制阀的设计和材质必须满足其安装的系统的压力。在欧洲，大部分阀门都有一个名义上的阀体压力 等级，用字母“PN”表示，它的实际意思是“公称压力”。温度越高，允许的压力就越低，典型的压力/温 度限制曲线如图6.4.10所示。 应该注意到，用来制造控制阀的材料在压力/温度曲线中起了很重要的作用。典型的限制条件是： 1. 需要考虑的质量流量或体积流量（最大、正常或最小） 2. 流体介质（影响到阀体和内部件的材质） 3. 在最大、正常和最小负荷下的上游压力 4. 在最大、正常和最小负荷下的下游压力 5. 需要的KV值 6. 在最大、正常和最下负荷下通过阀门的压降 7. 阀门的口径 8. 阀体材质和名义上的压力等级 9. 最大关闭压差 10. 需要的连接方式。阀门进口和出口的管道连接方式？螺纹的还是法兰的，何种法兰，例如，ANSI、 EN1092、DIN？ 11. 流过阀体的介质的最高温度。 6.4.18 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 506 12. 一些特殊要求，例如，特殊填料选择、硬化的阀座和阀芯、达到紧密关闭的软阀座和其它等等。 注：供货商通常会将控制阀的泄漏等级控制在一定范围内，有时也是国家标准的要求。见第17点。 13. 控制的具体要求。在第6.5节中会有详细的介绍。简单来讲，一个需要开/关（要么全开要么全关） 控制的应用需要一个适合这种应用的阀门特性，而当应用需要连续控制（任意位置的开度控制）时， 可能另一种不同特性的阀门会更加适合一点。 14. 执行器和控制的方式；例如，自作用、电动、气动、电气。 15. 噪声水平。如果有人在没有防护的状态下在此区域工作，通常需要将阀门1m处的噪声控制在85dbA。 保持内部件同样大小，但是增大连接的口径可能可以实现这一点。（很多控制阀有缩小流量的阀芯选 择，也可以选择降噪阀芯，也可以在阀门和管道上包上隔音材料。）对于苛刻的制程应用中的阀门应 该使用计算机软件选型，采用IEC 60534标准或相应的国家标准。 16. 压降、阀体的口径和噪声水平互相联系，应该都要考虑到。按照经验，对饱和蒸汽需要将在阀体内的 下游蒸汽流速控制在150m/s，对过热蒸汽控制在250m/s。可以通过增大阀体口径来实现，同时也可 以减小阀门出口流速，减小噪声超标的可能性。如果在阀门进口处能保证为干饱和蒸汽的话，可以认 为饱和蒸汽的出口流速在150m/s至200m/s以内。因为在这种情况下，由于减压作用干饱和蒸汽离开 控制阀的时候是过热蒸汽。需要注意的是这些只是常用的一些数据，不同的标准有不同的参考值。 17. 泄漏和切断。控制阀是用来调节流量的而不是用来切断供汽，因此在全关的时候会有轻微的泄漏。控 制阀按照标准的泄漏等级进行生产。总的来说，控制阀的关闭越紧密，价格就越高。对蒸汽控制阀来 说，0.01%的泄漏率适合大多数的应用。 18. 调节比。通常表示为控制阀可能的最大流量与可以控制的最小流量之间的比值。 19. 控制调节比。通常表示为阀门最大可控制流量同最小可控制流量之间的比值。对蒸汽应用来说，50:1 的控制调节比足以接受。 20. 如果不提到费用就结束本章是一个错误。阀门的类型、结构材料、不同的设计和特殊要求不可避免地 会产生费用的差别。最经济的方法是选择正确的阀门大小，而不要选型过大。 6.4.19 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 0.8 1 2 3 4 5 8 10 20 30 40 50 80 20 30 40 50 80 100 200 300 400 500 800 1000 2 000 3 000 4 000 5 000 8 000 10 000 20 000 30 000 40 000 50 000 80 000 0.1 0.2 0.3 0.5 1 2 3 5 10 20 30 0.4 1.6 2.5 6.3 25 K v=1.0 16 63 Kv=100 160 250 400 100 000 40 压力降 bar 临界压降线 4.0 Kv=10 饱和蒸汽选型图 本图为经验性的，不适用于关键应用 进口压力 (bar a)(绝对) 附录1饱和蒸汽的阀门选型曲线 蒸汽流量 kg/h（3 600 = kg /s） 507 6.4.20 蒸汽系统的控制阀选型 章节6.4第6章 控制硬件：电动/气动自动驱动装置 蒸汽和冷凝水系统手册 0.8 1 2 3 4 5 8 10 20 30 40 50 80 10 20 30 40 50 80 100 200 300 400 500 800 1000 2 000 3 000 4 000 5 000 8 000 10 000 20 000 30 000 40 000 50 000 80 000 200 150501000 临界压降线 0.1 0.2 0.3 0.5 1 2 3 5 10 20 30 压力降 bar 0.4 1.6 2.5 4.0 6.3 25 Kv= 1.0 Kv= 10 16 63 Kv= 100 160 250 400 4