Читать книгу Курс «Инженер по расчету и выбору регулирующей арматуры» - Станислав Львович Горобченко - Страница 4

Эффективность и рентабельность зависят от правильного выбора размеров и установки. Вот как об этом говорят специалисты.

"Сегодня программное обеспечение для регулирующей арматуры от большинства производителей довольно продвинуты, и программы включают в себя все необходимые параметры клапана, что позволяют проводить расчеты всего лишь за один или два шага".

Джон Монсен, доктор философии, президент Валин Корпорейшн.

Определение размеров клапана и применение регулирующей арматуры всегда шли рука об руку. Однако, инструменты, доступные для пользователей клапанов, изменились и значительно улучшились со временем. В прошлом, расчеты размеров клапанов выполнялись со специально разработанными логарифмическими линейками. Некоторые из этих логарифмических линеек все еще актуальны сегодня и датируются концом 1930-х годов, до того, как была представлена концепция Сv. Отрасль постепенно адаптировалась с внедрением новых технологий. Примерно в 1978 году несколько производителей клапанов предлагали программы для программируемых калькуляторов HP97, многие из которых включали в себя вычисления шума.

После того как появился персональный компьютер (ПК) Хьюлетт Паккард, несколько производителей арматуры начали предлагать программы подбора размеров для ПК. Сначала они были рудиментарными, требующими, чтобы пользователь вводил конкретные параметры клапана, такие как F_L и x_T, и как только была рассчитана Сv пользователь должен был искать значение Сv в таблице производителя для определения того, какой клапан будет работать при допустимых степенях хода клапана. Как только это было определено, значения F_L и x_T, обычно должны были быть отрегулированы вручную. Кроме того, поправки к Сv и F_L или x_T для эффекта редуцирующих устройств труб часто отсутствовали или были неправильно реализованы. Так как формула для поправки Сv и F_L и x_T для эффекта трубных редуцирующих устройств, содержащих Сv, количество расчетов для нахождения решений было большим и трудоемким, поскольку необходимо было делать итеративные расчёты. Это был трудоемкий процесс с тогда еще очень медленными компьютерами.

Сегодня программное обеспечение для регулирующих клапанов от большинства производителей достаточно развито, и программы включают в себя все необходимые параметры клапана. Это сводит процесс определения размера регулирующего клапана только к одному- двум шагам и очень комфортно для конечного пользователя.

Некоторые ПО подбора размеров арматуры даже дают рекомендации насчет того, какой размер клапана будет лучше. Недостатком того, что все параметры находятся в программном обеспечении, является то, что большинство производителей может эффективно рассчитывать только свои собственные клапаны, хотя некоторые производители предоставляют программное обеспечение, содержащее данные для самых распространенных клапанов.

Возможно, самый новый и мощный инструмент, включённый в пакет программного обеспечения по определению размеров регулирующей арматуры – это возможность графического отображения обеих установленных характеристик потока (пропускной и расходной характеристик) и установленного усиления конкретной арматуры в системе, в которую она должна быть установлена.

На рисунке 1.1. показан установленный расход и коэффициент усиления двух размеров сегментного шарового клапана в предлагаемой системе с большим количеством труб и центробежным насосом. Это означает, что, если изменяется ход клапана и расход, падение давления в регулирующей арматуре также меняется.

Рис. 1.1. Установленная характеристика расхода и усиление двух сегментных шаровых кранов в системе со значительным количеством труб и центробежным насосом

а) установленное усиление (Installed Gain)

б) Расходная характеристика (Installed Flow Characteristic)

Программа изображает две вертикальные линии на графике установленной характеристики для представления указанного минимального и максимального потока совпадет с графиком характеристики арматуры.

Что касается 6-дюймового клапана, есть много потраченной пропускной способности выше максимального потока 550 галлонов в минуту, который дорогостоящ и не нужен. Также не так уж и велик коэффициент безопасности на нижнем участке хода клапана. 3-дюймовый клапан использует более значительную часть своего общего диапазона хода и минимальный и максимальный указанные потоки симметрично размещены на установленной характеристике потока клапана. С 3-дюймовым клапаном, есть примерно такое же количество коэффициента безопасности на каждом конце указанного диапазона управления.

Реальную оценку того, как хорошо клапан будет контролировать процесс, можно найти в установленном графике усиления. Масштабирование оси 'x' находится в единицах q/qm, где q – фактический расход, а 'qm' – максимальный заданный расход. В пределах указанного диапазона расхода от 80 до 550 галлонов в минуту (между двумя вертикальными линиями), коэффициент усиления 6-дюймового клапана сильно меняется. Чем больше меняется усиление, тем труднее будет найти один хороший набор настроек регулятора, которые дадут и надежный контроль и стабильную работу на всем диапазоне расхода. Примерно на 70% от максимального указанного расхода, установленное усиление достигает около 3,5. Ошибочное 1% положение приведет к ошибке потока в 3,5 %, поэтому, в идеале коэффициент усиления должен быть максимально приближен к 1,0, чтобы сделать поток менее чувствительным к ошибкам положения. Установленный коэффициент усиления 3-дюймового клапана гораздо более постоянен, чем 6-дюймового клапана и ближе к идеальному значению 1,0. Это делает более легкой настройку контура для быстрого, но стабильного управления во всем заданном диапазоне расхода. Пиковое значение 2 означает, что ошибочное положение с погрешностью в 1% приведет к погрешности потока в 2%, по сравнению с 3,5% погрешностью 6-дюймового клапана.

Правильный выбор размеров приводов поворотных регулирующих клапанов необходим для обеспечения точного контроля и того, чтобы клапан плотно закрывался, когда это необходимо. Приводы больших размеров могут стоить дорого, добавить ненужный вес для сборки регулирующей арматуры и не реагировать так быстро на изменения в управляющих сигналах, как сделали бы это правильно подобранные приводы. Приводы меньшего размера, в лучшем случае, не смогут точно контролировать арматуру, переместить клапан под высокой нагрузкой процесса или прекратить процесс, когда клапан закрыт.

Существуют четыре наиболее распространенных типа механизмов для преобразования линейного движения во вращательное – это реечно-зубчатый механизм, шарнирный коленчатый вал, треугольный шатун и шарнирно-сочленённый кривошип, изображенные на рис. 1.2.

Рис. 1.2. Механизмы преобразования движения пневматического поворотного привода, их крутящие моменты и требования к крутящим моментам шарового крана и затворного клапана

Torque factor – коэффициент крутящего момента

Angular Position – угловое положение

Rack and pinion – зубчато-реечная передача

Pinned Crank – жестко закрепленный кривошипный механизм

Scotch Yoke – хомутовый механизм

Articulated Crank – Шарнирно Сочлененный Кривошипный механизм

Хотя пружинно-возвратные приводы наиболее популярны для управления, начиная с приводов двойного действия легче понять относительные преимущества каждого из них и то, как работают их механизмы преобразования. Версии с возвратной пружиной имеют одинаковый крутящий момент по сравнению с характеристикой положения, за исключением их крутящего момента по отношению к положению искажено наличием пружины.

Механизм преобразования движения рейки и зубьев шестерни привода следующий: зубья передаточного механизма, прикрепленные к поршням, поворачивают передаточный механизм (шестерню). Расстояние между плечом момента и зубчатой рейкой с центром шестерни остаётся постоянным, поэтому крутящий момент остается постоянным на всех градусах открытия (см. оранжевую линию на рис. 1.2). В шарнирном кривошипном механизме соединение на поршне зафиксировано и свободно вращается. Это означает, что в начале и в конце вращения, плечо момента короче, чем в середине хода, поэтому кривая крутящего момента на выходе самая низкая в начале и конце вращения и достигает центра хода (см. синюю/зелёную линии на рис. 1.2). Для треугольного шатуна, стержень, прикрепленный к поршню ограничен в движении по прямой, это означает, что плечо момента самое длинное в начале и конце хода, и самый короткий в середине хода, когда поршень движется вниз и соединение с плечом кривошипа скользит в паз в сторону вращающегося вала (см. розовую линию на рис. 1.2). Для сравнения, геометрия шарнирного рычага является сложной и образует сложную кривую вращательного момента (см. голубую линию на рис.1.2).

В каждом случае преобразования механизмов на рисунке 1.2, кривые крутящего момента проецируются на расчетный или номинальный крутящий момент в 1,0 на графике. Требуемый крутящий момент для типичного высокопроизводительного дискового затвора самый большой тогда, когда диск выходит или входит на седло. Требования к крутящему моменту значительно снижаются, когда диск освободит седло. Динамический крутящий момент, вызванный взаимодействием потока с пиками диска, составляет около 800. Максимальный требуемый крутящий момент обычно заявляется на 90% от расчетного крутящего момента привода, так как обычно приводы выбраны с коэффициентом запаса (безопасности) не менее 10%. Расчетные крутящие моменты привода и требования к крутящему моменту арматуры обычно консервативны. Только небольшой фактор безопасности необходим, особенно для запорной арматуры, где основное соображение заключается в том, что клапан входит и выходит из седла. Требования крутящего момента шарового крана такие же, что и дискового затвора. При посадке и выхода из седла, шаровой кран имеет несколько градусов "мертвого угла". Это место, где шар поворачивается, но проточная часть в шаре полностью закрыта седлом, перекрывающим поток, так что полное давление отключения – это вдавливание шара в седло. Также важно обратить внимание, что крутящий момент шарового крана не падает так низко, как у дискового затвора, потому что шар всегда находится в контакте с седлом.

Сравнение кривых крутящего момента четырех механизмов преобразования движения с требованиями к крутящему моменту двух общих поворотных клапанов в приведенном примере показывает факторы, которые должны быть определены, когда проводится выбор и определение размеров подходящего привода. Рейка и шестерня реечно-зубчатого механизма должны быть такого размера, чтобы их постоянный крутящий момент имел удовлетворительный коэффициент запаса (безопасности) (обычно 10%) выше требуемой посадки и сброса, необходимых для клапана. Для получения плавного и точного управления с клапанами, хорошее правило заключается в том, чтобы удостовериться, не использует ли привод более 40-60% его допустимого крутящего момента в диапазоне дросселирования. Это дает шарнирно-рычажному механизму преимущество, так как продольный зазор имеет размер с достаточным крутящим моментом для входа и выхода из седла, при этом у него остается много запасного крутящего момента в диапазоне дросселирования в диапазоне, где это необходимо для хорошего контроля. Хотя кривая крутящего момента треугольного шатунного механизма соответствует требованиям двух клапанов в примере, если он имеет размер, подобранный на основе небольшого коэффициента запаса, обычно необходимого для входа и выхода из седла, он предлагает наименьший запасной крутящий момент для лучшего управления. Шарнирный кривошип интересен тем, что у него есть много факторов безопасности входа и выхода из седла и точно следует требованиям к обеспечению достаточного момента в среднем положении хода клапана.

Большинство пружинных и мембранных поворотных приводов использует шарнирный кривошипный механизм; поэтому у них есть кривая крутящего момента, которая достигает пика в середине хода, как показано на рис. 1.3. Кривые крутящего момента пружинно-поворотных приводов собраны более сложно из-за добавления усилия пружины. Кривые отличаются для пневмоприводов, где воздух создает крутящий момент, но имеет противодействующее усилие пружины, действие которой увеличивается с поворотом привода, и ход пружины, где усилие пружины создает крутящий момент, но усилие уменьшается.

Выбор привода с достаточным крутящим моментом, чтобы вставить и вытащить клапан из седла, решение должно быть основано на нижнем крутящем моменте в конце хода. Например, если клапан должен быть пружинно-закрывающим, то привод выбирается исходя из крутящего момента на конце хода пружины для обеспечения того, чтобы привод мог надёжно закрыть клапан. Для клапана, который должен быть "пружинно-открывающим", конец крутящего момента хода при подаче воздуха – это то, что должно быть использовано при выборе привода.

Рис. 1.3. Кривая вращательного момента пружинно-возвратного привода с механизмом преобразования движения на основе шарнирно- кривошипного механизма

Torque – крутящий момент

Spring Return Actuator Torque Curves – Кривые Крутящего Момента Пружинного Возвратного Привода

Position – ход в градусах

Spring stroke – кривая момента хода пружины

Air stroke – кривая изменения момента по воздуху

В течение многих лет производители арматуры публиковали таблицы размеров клапана, перепада давления в процессе и размер привода, чтобы помочь пользователям выбрать подходящий привод для конкретного применения. В общем, эти таблицы часто приводят к удовлетворительной производительности привода, но теперь производители клапанов стали разрабатывать программное обеспечение для определения размеров приводов, которое включает в себя математический анализ геометрии привода, геометрию клапана и анализ динамических процессов, действующих на клапан, чтобы точно рекомендовать лучший привод для конкретного клапана и процесса.

На рисунке 1.4 показаны результаты компьютерного анализа подбора параметров размера клапана, геометрия привода и динамика процесса, воздействующая на клапан. На основании условий процесса, типа и размера клапана, программа рассчитывает процент хода клапана при каждом заданном состоянии потока, или, как в данном примере, хода клапана в диапазоне от 21,4 до 74,1% (см. ячейки, пронумерованные 1, 2 и 3 на рис. 1.4). На основании условий процесса и конструкции клапана (ячейка 4) программа рассчитывает необходимый вращающий момент посадки и сброса на седло (вставка 6). Также вычисляется вращающий момент, необходимый для малой регулировки открытия и закрытия дроссельной заслонки на каждой из данных точек условий процесса (Вставка 7).

Рис. 1.4. Программа анализа геометрии клапана и привода и силовые процессы, происходящие в клапане

Используя вычисленную кривую выходного крутящего момента для выбранного привода, программа вычисляет коэффициенты нагрузки при посадке и выхода с седла и дросселирующей нагрузке. Коэффициент нагрузки определяется как процент от доступного крутящего момента привода в процентах перемещения, которое требуется для перемещения клапана.

В связи с постоянным развитием промышленных процессов, инструменты для поддержания и регулирования этих процессов продолжают развиваться. Эффективность и прибыльность зависит от правильности определения и установки технологических элементов, таких как регулирующая арматура и приводы. Как и следовало ожидать, инструменты, используемые для подбора правильных размеров, будут продолжать развиваться вместе с этой системой.