风管水力计算不平衡率 不平衡力计算及校核
不平衡力计算及校核
1 不平衡力和不平衡力距计算
流体通过调节阀时,受流体作用力影响,产生使阀芯上下移动的轴向力或使阀芯旋转的切向力。对于直行程的调节阀,轴向力影响信号与位移的关系,这一轴向力称为不平衡力,以ft(任意位置时),Ft(关闭位置时)表示。对角位移的调节阀,如蝶阀、偏心旋转阀等,影响其角位移的切向合力矩称为不平衡力矩,以M表示。 影响不平衡力(矩)的因素很多,主要是阀的结构型式、压差、流向因素。阀的结构型式中又包括阀的类型、节流形式、阀芯(塞)形状、阀芯正装或反装、阀杆直径与阀座直径大小等关系。 从表3,1中工作状态中,可以非常直观地看出对单座式调节阀,阀芯正装,流开型,阀关闭时的阀芯所受的不平衡力Ft为:
其它阀的不平衡力(距)的推导道理一样,是一个简单的
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受力计算。常见的阀计算公式汇总在表3-1中。 表3-1 常用调节阀不平衡力和许用压差计算公式2 输出力定义及计算
2.1 输出力的正确定义 首先我们引入几个符号:ft表示任意
开度的不平衡力;Ft表示阀关闭时的不平衡力;“-”表示不
平衡力的作用方向是将阀芯顶开的;“+”表示不平衡力的作
用方向是将阀芯压闭的。
过去的定义是:执行机构用来克服不平衡力的力。这个定义有两个问题:?调节阀任意开度都存在着不平衡力ft,这样,执行机构任意开度都有输出力克服Ft,使阀信号压力与开度一一对应,ft变化不影响阀位。实际并非如此,只有带定位器时才有这种功能。?克服“+”、“-”ft问题没有区分,造成混为一体的模糊概念,导致计算错误。表现在现场时,就是有的阀关不死或打不开。
我们知道,“-” Ft对阀芯产生顶开趋势,所需执行机构的输出力应该是克服它顶开,并保证阀密封的力;“+” Ft对阀芯产生压闭趋势,所需输出力应该是保证阀启动并能走完全行程的力。于是,我们得出输出力的正确定义为:阀处关闭位置时,执行机构具有克服“—” Ft,以保证阀的密封,克服“+” Ft,以保证阀正常启动并能走完全行程的力,这种力称
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为执行机构输出力,以F表示。
2.2 气动薄膜执行机构输出力的正确计算 过去F计算,没考虑Ft的不同作用方向,笼统地按阀处在“-” Ft情况来处理,造成阀处在“+” Ft的情况下
工作时打不开等问题。下面分两种情
况讨论。 1)“-” Ft时的F计算
1.
2. Ft,以保证阀密封。故其F为:(0,Po?Pmax,Pr) (18) Ft,以
保证阀的密封,故其F为: F,(P,Pr)?Ae (PL,P?Pmax , (19)
2)“+” Ft时的F计算
“+” Ft所需的输出力是将阀芯打开的力。阀关闭时,阀芯受力为“+” Ft,阀一旦启动,它随开度的增加而按ft变化规律下降。由于阀从关至全开的弹簧张力变化为PrAe,所以当Ft ?PrAe时,只要Ft下降PrAe,则弹簧张力相应补偿PrAe,阀靠Ft减小而启动至全开。这种阀一旦启动,信号压力不变,靠Ft减小而使阀突然打开一个范围,就是我们常说“突然启跳”。当Ft,PrAe时,小于部分则信号压力的正常改变使阀全开。
从上述讨论中可以看出:当“+” Ft? PrAe时,只要保证阀
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启动就可保证阀全开,不必在信号压力P中考虑阀全开而扣除Pr,即“+” Ft的F计算,不考虑Pr的影响。具体计算如下:
1.
2. Ft,把阀芯拉开,故其F为: F,(P-Po)?Ae (Po,P?Pmax) (20) (2)对气闭阀,阀的启动是靠信号压力的减小,靠弹簧张力把阀拉开。故静态时,阀关闭到位时弹簧所具有
的张力,就是把阀启开的作用力,即 F,PL?Ae (PrBPL?Pmax) (21)
3)小结
通过上述
分析
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,还可得出如下有用的结论:
1. Ft的F计算,不扣除Pr,所以比原笼统地按“,” Ft计算要扣除Pr的输出力大得多,否定了笼统地说气动薄膜执行机构输出力小的结论。如最大执行机构的Ae,1600cm,Fmax,2.5×1600,4吨。通常,它可比 “,” Ft条件下的F大3,5倍以上。
2.
2. (2)选用大的Pr,即可提高稳定性,又可提高“+” Ft时气闭阀的输出力。 Ft方向相反,故所需输出力方向也相反。如气开阀,对“,” Ft,增加F是调紧,即增大P0;对“+” Ft,增加F是调松,即要减小P0。由于过去笼统地按“,” Ft
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考虑,因而造成阀在“+” Ft情况下工作时F正好是减小,这就是“+” Ft时有的阀关不死,或打不开的原因所在。
3.
4. Ft比“,” Ft获得更大的F,故阀在“,” Ft的情况下不能正常工作时,可以通过改变流向Ft情况下工作(通常为流闭型)。这样,一方面它可获得比“,” Ft大3,5倍以上的许用压的
办法
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,使阀在“+” Ft的情况下工作,使之克服不平衡力。 差,另一方面,“+”Ft的作用是将阀芯压紧,增加了阀芯对阀座的密封力,提高了切断效果,通常泄漏量可比“,” Ft小(80~90),。
2.3 活塞执行机构的输出
活塞执行机构受力如图3—1所示。,从图可知其输出力为:
式中:D——活塞直径
cm; η——气缸效率
(一般η,0.8);
P1、P2——气缸两侧压
力。
3 不平衡力的校核
3.1 存在的问题
不平衡力校核是保证阀正常工作的不可缺少的计算环节。然而,在调节阀的计算中往往被忽视了,许多设计院在调节
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阀的规格表或计算书上,根本就没有阀关闭时的工作压差这一栏,更谈不上计算、校核。原来,有的阀在现场工作时,阀芯关不到位,大多是该原因所致。故此,我们完全有必要讲讲不平衡力的校核问题。
3.2 不平衡力的校核
不平衡力的校核就是让执行机构的输出力F足够的大于介质的不平衡力Ft、摩擦力和阀芯的重力等。通常的办法就是将不平衡力Ft乘一个系数。现在的问题就是此系数取多大,原来的公式只取到了1.2,
1.3。通过实验证明,该系数取得过于保守,经常造成阀的输出力不够,不能有效的克服阀杆的摩擦力、阀芯导向处堵卡的摩擦力、阀动作不自如等。正确的公式应为:
F,(1.5,2) Ft 式中,对四氟填料和干净介质可取系数为1.5,对石墨填料和不干净介质应取系数2。 值得再一提的是对高温高压阀、关键场合用的阀门,上述系数还应取2,3以确保阀动作的可靠性。
3.3 许用压差表 为了简化计算,生产厂根据工作条件对常用阀门计算出允许压差[?P](列在选型样本或说明书上),现对阀的
校核变成允许压差的校核,即工作压差小于允许压差[?P]: 即: ?P ,[?P] 但是,为了可靠起见,笔者还是建议作认真的计算。如果计算有困难,建议将阀关闭时的工作
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压差告诉生产
厂,由生产厂进行计算校核(包括选定弹簧范围等)。
我们还建议,设计院的计算书、调节阀的规格书上应增加调节阀关闭时的最大压差一栏。 这是因为,至目前为止,一半的规格书上没有阀关闭时的最大工作压差,使生产厂想校核也无从着手;也有的工厂不管此问题,认为计算是设计院的事,这样往往把问题留给了用户,当开车时,才发现阀推力不够,阀关不严或打不开、动作不自如,再来做被动的处理。
3.4 不平衡力计算与校核的简化
为了方便用户,只需将阀关闭时的工作压差告诉生产厂,由生厂进行计算校核,提供满足上述阀关闭时的工作压差的阀即可。此简化只是给用户提供方便,不是不计算。
4 执行机构的刚度与调节阀的稳定性校核
4.1 执行机构刚度
执行机构抵抗负荷变化对行程影响的能力称为执行机构的刚度,也等于弹簧刚度。气动执行机构的刚度表达式为:
式中:B、K——执行机构、弹簧的刚度;
?ft、?L——不平衡力,推杆位移的变化量。 从式中,可得出如下推论:
(1) 刚度越大,在相同?ft变化下,推杆位移变化量?L越
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小,阀越稳定;反之亦然。
(2) B?Pr,弹簧范围越大,刚度越大,阀越稳定。故阀易产生振荡时,应选Pr大的弹簧。
4.2 调节阀的稳定性
调节阀的稳定性与阀关闭时的不平衡力Ft对阀的作用方向有关。当Ft的作用方向是将阀芯顶开时(即“,” Ft),调节阀就稳定;反之,Ft的作用方向是将阀芯压闭时(即“+” Ft),阀的稳定性就差——即容易产生振荡。调节阀在现场通常产生振荡就是此原因所致。解决振荡的办法就是改变阀的流向,把“+” Ft变成了“,” Ft,调节阀的振荡就消除了。
为什么“,” Ft阀稳定性好,而“+” Ft的稳定性差,产生振荡呢?从下面的分析就清楚了。
对“,” Ft:当干扰使阀增加一个“?Ft”时,阀被顶开,阀芯被顶开压差就下降,“?Ft”就自动消失。由此看出,由于它能自动排除干扰,所以阀稳定。
对“+”Ft:当干扰使阀增加一个“?Ft”时,阀芯被压闭,使阀的压差增加,“?Ft “再进一步地增大,又进一步地压闭阀芯,压差再增加,“?Ft “再增加,这样就破坏了原平衡状态,阀芯在干扰作用下,不能自动消除它,反而使得放大,迫使阀芯作浮上浮下运动,这就是我们所说的调节阀的振荡。
4.3 调节阀稳定性的校核
在对“+” Ft工作时,阀的稳定性差。在什么条件下才认为
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是稳定的呢,它与阀的刚度有关,最终的结果是(推导略):
稳定的条件:“+” Ft , 1/3 PrAe 不稳定的条件:“,” Ft ? 1/3 PrAe
4.4 调节阀不稳定(振荡)的克服
从上述看出“+” Ft稳定性差,“-” Ft稳定性好,通常阀产生振荡都是在“+” Ft下工作造成的。遇到此现象,首先分析受力和流向,若为“+” Ft工作,只需将阀改变流向安装即可,从根本上消除上述问题;若不能改变流向,则必须增大弹簧范围,如Pr,20,100KPa改为Pr,40,200KPa等。
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