6. Види й область застосування регулювальних органів
Велика розмаїтість використовуваних у народному господарстві рідин, пар і газів з різними властивостями й параметрами обумовило безліч видів, конструкцій і виконань регулювальних органів, застосовуваних у промисловості. Усякий регулюючий дросельний орган складається із двох основних частин: нерухливого корпуса й переміщуваного щодо корпуса затвора. Пропускна здатність регулювального органа залежить від положення затвора в корпусі.
Таблиця 2
|
Найменування |
Переваги |
Недоліки |
|
Прохідний односідельний
Прохідний двохсідельний
Заслоночний (поворотна заслінка)
Кутовий
Мембранний (з мембранним затвором) |
Коефіцієнт відновлення тиску FL близький до одиниці, що забезпечує великий критичний перепад тиску. Може бути виготовлений щільнозакриваючим.
Гідродинамічні сили, що впливають на плунжер, частково врівноважені, що дозволяє використовувати виконавчі механізми малої потужності
Низька вартість, більша пропускна здатність при малих перепадах тиску, проста конструкція
Корпус повністю спорожняємо при зливі рідини із трубопроводу
Може бути щільнозакриваючий, конструктивно простий, більша пропускна здатність |
Необхідні виконавчі механізми з більшим зусиллям або крутним моментом. Мало придатні для керування потоками суспензій.
Не може бути виконаний щільнозакриваючим
Мала величина коефіцієнта відновлення FL спричиняється невеликий критичний перепад тиску.
Схильний до кавітація Висока вартість
Робочі тиск і температура порівняно невеликі |
До роду руху затвора розрізняє регулювальні органи з обертовим рухом затвора (заслоночные регулювальні органи, крани й т.д.) і поступальним (односідельні й двухседельные регулювальні органи). По виду споживаної виконавчими механізмами регулювальних органів енергії розрізняють регулювальні органи з гідравлічними, пневматичними й електричними виконавчими механізмами.
Вибір регулювальних органів повинен вироблятися виходячи із властивостей технологічних середовищ, їхньої температури й тиски, у відповідності із вказівками заводів-виготовлювачів по каталогах і інших інформаційних матеріалах. У табл.2 зазначені основні достоїнства й недоліки деяких регулюючих органів, що мають широке застосування.
7. Регулювальний орган як елемент гідравлічного ланцюга об'єкта автоматизації
Всякий регулюючий дросельний орган є змінюваним керуючим гідравлічним опором гідравлічного ланцюга об'єкта автоматизації, що визначає витрату через цю лінію (мал. 1).
Розташовуваний напір ∆Pс або сумарні втрати тиску в гідравлічному ланцюзі (включаючи перепад тиску на регульованому органі) визначають по наступній формулі
∆Pс = Po - PK ± zρ, (1)
де Po - тиск на початку гідравлічного ланцюга, кгс/м2;
PK - тиск наприкінці гідравлічного ланцюга, кгс/м2;
z - різниця рівнів початку й кінця гідравлічного ланцюга, м;
ρ - щільність середовища, що протікає, кг/м3.
Величину zρ приймають зі знаком плюс, якщо джерело напору розташоване на верхній оцінці й мінус, якщо джерело напору розташоване на нижній оцінці. Для газу й пари, як правило, величина zρ мала.
Втрати тиску на трубопроводі й технологічних апаратах ∆Pт (без обліку перепаду тиску на регулювальному органі) рівні
∆Pт = ∆Pп + ∆Pм, (2)
де ∆Pп - втрати тиску на прямих ділянках трубопроводу, кгс/м2;
∆Pм - втрати тиску на місцевих опорах і технологічних апаратах гідравлічного ланцюга, кгс/м2.
Рис. 1. Гідравлічний ланцюг з регулювальним органом:
1 - насос; 2 - регулювальний орган
Рис. 2. Гідравлічні характеристики:
∆Pс = f1(Q) - джерела напору; ∆Pт = f2(Q) - гідравлічного ланцюга (без регулювального органа)
Перепад тиску (мал. 2) на регулювальному органі ∆P буде дорівнює
∆P = ∆Pс - ∆Pт, (3)
де ∆Pс - визначається по формулі (1), а ∆Pт - по формулі (2).
Рівняння (3) і графік на мал. 2 показують, що перепад тиску на регулювальному органі для заданої величини витрати Q є для кожного гідравлічного ланцюга цілком певною величиною, що залежить як від джерела напору, так і від гідравлічного ланцюга й не може прийматися довільно.
Залежність розташовуваного напору ∆Pс від витрати через гідравлічний ланцюг Q, ∆Pс = f(Q), є характеристикою джерела напору, (наприклад, насоса).
Величини ∆Pп і ∆Pм визначаються по наступних рівняннях
(4)
(5)
де λ - коефіцієнт тертя для прямих ділянок трубопроводу (величина безрозмірна);
L - довжина трубопроводу діаметром D, м;
D - внутрішній діаметр трубопроводу довжиною L, м;
V - швидкість середовища в розглянутій ділянці трубопроводу, м/с;
g = 9,81 м/с2, прискорення вільного падіння;
ρ - щільність середовища, що протікає, кг/м3;
ζ - коефіцієнт місцевого опору.
Знак Σ позначає, що величини ∆Pп і ∆Pм виходять підсумовуванням по ділянках трубопроводу, що має різні L, D, λ і ζ.
Залежно від того, куди будуть віднесені втрати від тертя по довжині опору величину ∆Pп + ∆Pм можна розглядати подвійно:
а) у першому випадку під ∆Pт можна розуміти падіння тиску тільки на сполучних трубопроводах, L - сумарна довжина трубопроводу, а ∆Pм містять у собі втрати тиску від тертя на довжині місцевих опорів;
б) у другому випадку під ∆Pт варто розуміти падіння тиску як на з'єднуючих трубопроводах, так і на довжині місцевих опорів. У другому випадку L - сума довжин трубопроводу діаметром D і довжин місцевих опорів по їхній середній лінії, а ∆Pм - втрати тиску від зміни напрямку й швидкості потоку, що не включають у себе втрати від тертя на довжині місцевих опорів.
У даному керівному матеріалі прийнятий другий спосіб обчислення втрат тиску й у наведені в додатках 3 і 4 коефіцієнтах опору ζ втрати від тертя на довжині місцевих опорів не враховані.
При визначенні втрат тиску необхідно розрізняти два режими руху потоку: ламінарний і турбулентний. Критерієм, що визначає режим руху потоку в трубопроводі, служить нерівність
де ReD - число Рейнольдса потоку, віднесене до внутрішнього діаметра трубопроводу D;
ReK - критичне значення числа Рейнольдса, віднесене до D.
Для круглих труб
(6)
де
V - середня швидкість, м/с;
D - внутрішній діаметр трубопроводу, м;
υ - кінематична в'язкість середовища, м2/с.
Загальноприйнята величина ReK = 2320.
Таким чином, якщо ReD > 2320, потік у трубі буде турбулентним, якщо ReD < 2320 - потік у трубі можна приймати ламінарним.
Формули для визначення числа Рейнольдса потоку в круглих трубах наведені в додатку 5.
Для некруглих труб рівняння (6) приймає вид
(7)
де Dэ - еквівалентний діаметр трубопроводу, м.
Інші величини й розмірності ті ж, що й у формулі (6).
(8)
де R - гідравлічний радіус, м;
F - площа живого перетину потоку, м2;
П - змочений периметр, м.
Рівняння (4) справедливо як для ламінарного, так і для турбулентного потоків.
Коефіцієнт тертя 𝜆 залежить від режиму руху потоку.
Визначення 𝜆 см. додаток 6. Для некруглих трубопроводів у рівняння додатка5 необхідно підставляти ReD і DЭ, обумовлені по формулах (7) і (8).
Коефіцієнт тертя 𝜆 трубопроводу некруглого перетину при ламінарному режимі руху (ReDЭ < 2320) дорівнює
де K1 - коефіцієнт форми
Для прямокутного перетину з відношенням сторін b/a величина K1 дорівнює
|
b/a |
0 |
0,1 |
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,7 |
1,0 |
|
K1 |
1,5 |
1,32 |
1,2 |
1,1 |
1,03 |
0,97 |
0,91 |
0,80 |
Коефіцієнт місцевого опору ς у рівнянні (5) при турбулентному режимі руху прийнято вважати постійної, що не залежить від ReD величиною. При ламінарному русі ς ≠ const.
Загальна втрата тиску на місцевих опорах дорівнює арифметичній сумі втрат на кожному опорі за умови, що ці опори розділені прямими ділянками довжиною не менш 5D. Безпосереднє послідовне з'єднання місцевих опорів, як правило, підвищує втрати тиску.
Коефіцієнти опору технологічних апаратів (або залежності втрат тиску на них від витрати) варто одержувати в проектувальників технологічної частини об'єкта автоматизації. Для всіх місцевих опорів необхідно вказувати перетин (або швидкість), до якого віднесена величина ζ.
Значення ζ для деяких видів місцевих опорів наведені в додатку 3.
Крім цього, при визначенні падіння тиску на місцевих опорах ∆Pм рекомендується використовувати книгу: Идельчик И.Е. Довідник по гідравлічних опорах, М., 1960.