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    [推荐]斯派莎克安全阀选型,进口安全阀执行标准

    斯派莎克安全阀的选型,进口安全阀履行规范


        有必要正确挑选安全阀的类型,能够确保扫除足够的蒸汽量使受保护的设备内压力不会超越最大答应积聚压力(MAAP)。这不仅需求安全阀正确安置,也需求正确设定安全阀。因此有必要正确地挑选安全阀,出现任何可能的毛病条件下,在所需求的压力扫除所需求的蒸汽量。
        一旦断定了安全阀的类型,及其设定压力和在体?#30340;?#30340;安装方位,还有必要核算安全阀所需求的排量。知道了这些数据,根据制造商提供的规格阐明,所需的喉部面积和名义口径就可断定下来,
        为了断定所需最大的排量,通过所有支管、阀?#27966;?#28216;的流量?#22841;?#27714;思考。
        在具有多个可能的流道应用中,安全阀的选型会更加复杂,因为?#34892;?#22810;可挑选的办法来断定安全阀的口径。当多个流?#26469;?#22312;?#20445;?#24212;思考以下两点的任?#25105;?#20010;:
      口安全阀按照最大流量的流道可能出现的最大流量来选型。
      口安全阀按照所有流道的流量之和来选型。
        可根据两个或多个设备同时失效的危害性做出挑选。如果这种情况发生的可能性微乎其微,安全阀的选型也应满足扫除毛病设备的总流量。但是如果这种危险能够忽略,从成本优势的角度出发,安全阀按最大的失效流量选型即可。办法的挑选最终取决于担任设备安全的公司。
        举例阐明,思考图9.4.1中的压力容器和自动疏水阀泵(A尸丁)的体系。不太可能发生的情况是A尸丁和减压阀(尸日V+A;)同时出?#32622;?#30149;。安全阀"A”的排量或者是最大尸日V的毛病负载,或者是AP丁和尸日V"A”加起来的失效负载。
        本文推荐在多流道的体系中,任何安全阀都应完全按照相关上游压力控制阀可能同时出?#32622;?#30149;的情况来进行挑选。


    ?#39029;?#27611;病流量
        为了断定通过尸日V,或者任何阀门或喷孔的毛病流量,需求思考以下几方面:
      口可能的毛病压力,这应作为适当的上游安全阀的设定压力。
      口选型后安全阀的排放压力。
      口上游控制阀全开时的流量系数(Ks ),见公式3.21.20


       NWP=正常工作压力;

      MAAP=最大答应积聚压力;

        Ps=安全阀设定压力;

        Po=安全阀的超越压力;

        PR=安全阀的排放压力。
        ?#27893;?#26377;选型排量表,或不提供特殊流体或条件的选型表,比如背压、高流速或两相流,就有必要核算所需的最小喉部面积。核算的办法可参考一些规范,如:
      . AD一Merkblatt A2, DIN 3320, TRD 421
      口ASME/API RP 520
      口BS 6759用于蒸汽、空气/气体和液体
      .   EN ISO 4126
        这些规范给出的办法都是根据排量系数的。排量系数是实际的测量排量与同安全阀流道面积相等的理想喷嘴的核算理论排量的比值。


    排量系数
        排量系数对特定的安全阀系列是断定的,也通过制造商的核准。如果安全阀是独立?#29616;?#30340;,?#35805;?#32473;出“额外排量系数”。
    该值?#35805;?#36739;排量系数低,是与安全系数0.9的乘积。额外排量系数表示为K},= K} x 0.90
    使用规范办法核算所需的喉部面积?#20445;?#38656;求思考以下几点:
      口临界活动和亚临界活动一气体或蒸汽通过一个喷管,如安全阀的流道面积,其流量是随着下游压力的减小而增加的。直到?#25191;?#20020;界压力和临界流量曾经一直是这样的。达到临界点后,下游压力的进一步减小将不会使流量进一步增加。临界压力和实际的排放压力以及流过安全阀的气体压力之间的关系(也叫临界压力比)见公式
    PB=临界背压力(bar a);
    P}=实际的排放压力(bar a);
    k=排放条件下气体或蒸汽的绝热系数。
      对于气体,与理想气体的’}生质非常近似,“畔就是定压比热(CP)与定容比热(C})的比?#25285;?#21363;CP: C}o  "K”值?#35805;?#22823;于1,在侄归.4之间(见表9.4.8)。
      对于蒸汽,尽管“K"是绝热系数,实际上并不是CP:C}的比值。作为近似?#25285;?#39281;和蒸汽的“K”?#30340;?#22815;取1.135,过热蒸汽的“K”?#30340;?#22815;取1.3。同时作为指导,饱和蒸汽的临界压力是进口积聚压力在
      绝压单位下的58%0
    口超越压力一在选型前有必要断定安全阀设计的超越压力。核算安全阀排量时的超越压力不答应低于排量系数断定时的超越压力。但答应用更大的超越压力(见第9.2章节的表9.2.1,典型的超越压力值)。对于DIN规范的全启式安全阀,设计的敞开高度有必要在5%的超越压力下达到,但对选型而言,可能会用到10%的超越压力。对于液体体系,根据AD-MerkbIattA2, DIN3320,丁RD 421和ASME规范,安全阀的超越压力为10%0而对没有?#29616;?#30340;ASME安全阀,25%的超越压力也是很普遍的。
    口背压一在AD-Merkblatt A2,  DIN 332。和丁RD 421规范中的选型核算以流出系数(甲)的形式阐明晰背压的影响,该系数包括了背压批改系数。但ASME / API RP 520和BS 6759规范还需求断定额外的背压批改系数,然后加到相应的核算公式中。口两相流一当选型用于沸腾液体(如热水)的安全阀?#20445;?#26377;必要思考排?#29260;?#38388;的蒸发(闪蒸)。假定安全阀关闭时介质为液体状态,安全阀敞开后,一部分液体会由于通过安全阀的压力降而蒸发为气体。这样产生的活动就可称为两相流。
        所需的流道面积要?#30913;?#25918;流体的液体部分?#25512;?#20307;部分同时核算。这两部分的面积之和才可用于从给定安全阀系列挑选合适的喉部面积(见例9.4.3 )。
        许多规范并没有给出两相流的选型核算公式,只是推荐直接联系制造商。
    不同规范安全阀的选型公式
        以下办法用于核算安全阀所需的最小喉部面积,也是在一些最常用国家规范中涉及到的核算办法。规范一AD一Merkblatt A2, DIN 3320, TRD 421


    ASME / API RP 520和BS 6759规范中的粘度批改系数
        这是对高砧度流体的批改系数。首先在假定流体没有砧性的前提下断定安全阀的选型,然后核算阀门的?#30528;?Reynolds)数,通过图9.4.9断定批改系数。
        检查最初的安全阀选型在加上砧度批改系数后是不是仍能满足流量的需求。如果不能,就要用下一口径的安全阀重复以上的过程。

     

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