主冷凝器水位调节器的设计研究硕士学位论文(编辑修改稿)

主冷凝器水位调节器的设计研究硕士学位论文(编辑修改稿)内容摘要：

．．． ．．． Q ．．． ．． 3 ．．． ．． P． ．．． a．． ．．． ．．．。 ． ．．． ．．． ．．． ．．． ．．． ．．． ． — Q— L ]ll_／＼ _llj 8) b) 图 2． 4双喷嘴拦板阀的工作原理图及等效桥路图 根据流量连续性可有 厅 —— 一 r 鲮 2 Q1一 Q2 2c一。 A、／君‘ n— E)一 c矿棚” (x， 0一 o’、／孟鼻 (214)。 V口。 U D 眄一眄 ——— 一 线 2 Q4一 Q5=c矿用 DⅣ @， o+。 ’、／孟尸 2一 q。 厶 1／亏‘ n一只 )(215) 利用式 (28)，则以上方程可简化 为QL39。 丽 QL币一争”景，雁∽㈣ QL+=d赫 =o≦ x_zJ。 ，偿书一鲁， ∽㈣ 将这两个方程与关系式 B=鼻一只 (218) 结合起来就完全确定了双喷嘴挡板阀的压力一流量曲线。 但是， 这些方程不能用简单的方法合成一个单一的关 系式。 可用下列方法做 哈尔滨 T程大学硕士学位论文 出压力一流量曲线，选定一个 x， 39。 给定一系列骁值，然后利用式 (2— 16) 和 (2— 17)分别求出对应的只和己值，再利用式 (2— 18)的关系，就可画 出 Q’ =见 (z， B)的曲线，如图 2． 5所示： 双喷嘴挡板阀在挡板偏离零位时，一个喷嘴腔的压力升高，另一 个喷嘴腔的压力降低。 在切断负载 (9，． =0)时，每个喷嘴腔的控制压力 只或 B可由式 (2— 3)求得。 当满足式 (2— 8)的设计准则时，只和只的平 衡值应为 0． 5Ps。 将 P。 和 P。 的表示式相减即可得到 只和 X，的关系式， 其曲线示于图 2． 6上，这就是双喷嘴挡板阀的压力特性曲线。 图 2． 5双喷嘴挡板阀的压力一流量曲线 下面求阀的零位系数，即在 x， =骁 =B=o和 E=最 =三乓处的阀 系数。 式 (216)和 (217)在零位的线性化表达式为： △ Qj，咆加。 居峨一警 q ∽ 19) △ Q』 xD～ f两 pSAx， +警蛆 (2_2 o) 将式 (3— 19)和式 (3— 20)相加，并与峨 =媚一蝇合并，则得 △绒 =％柏。 √告缸，一鱼势必 @吨 D 这就是双喷 嘴挡板阀在零位 q作时的压力流量方程的线性化形 式．由该方程可直接得到零位系数：。 ．： ／ ／ ：冀 ／ }： ．．．．．．．．．／．．．， ． ．．。 ．．．．．。 ．．／‘’．．．．．．． j 1。 ’。 ：麓 ‘ 1‘。 ‘‘。 1：：：，一。 6 ／， 吨 0．： 一，．／ 一 1 ,f／ xfo 图 2． 6双喷嘴挡板阀切断负载时的特性 孙 =A吲 Qt =C@．棚。 后 ∽ zz， ‰ =乱 10_嚣 (2— 23) K：一丝 I：一 C,∥死 DNx； o (2— 24)。 △最 l。 Ⅻ √ p风 16 哈尔滨工程 人导’硕十学位论文 零位泄漏流量为 厅 i Q。 观 c咿碱 z， 0 J号 (225) 将这些关系式与单喷嘴挡板阀的相应关系式比较，可以看出，两 者的流量增益是一样的，而压力灵敏度增大了一倍，很明显这是双喷 嘴挡板阀差动工作的结果，这使零位泄漏流量增加了一倍，与单喷嘴 挡板阀相比，双喷嘴挡板阀由于结构对称还具有以下优点：因压力变 化而产生的零漂小，即零位工作点的变动小：挡板所受的液动力小压 力一流量曲线的对称性和线性好。 2． 4液动力对喷嘴挡板的影响 P xf P2 图 2． 7作用在 挡板上的液动力 如图 2． 7所示，首先研究单喷嘴的情况。 我们假定： 1)喷嘴端部 是锐边的 2)喷嘴与挡板间的距离与喷嘴孔直径相比是很小的 (通常 z。 ／ D。 =；～去 )a在这些假定条件下，作用在挡板上的液动力是由喷 嘴孔处的静压力和射流到挡板上的动量所产生，即 F+=P叠 N+p Q。 vN 啦一 261 式中 R一喷嘴孔处的压力； 哈尔滨工程大学硕士学位论文 A：型薯一喷嘴孔的面积 瓯 =VnA。 ～通过喷嘴 iL的流量： v。 一喷嘴孔断面上的平均流速。 压力 PⅣ可由伯努利方程求出 只 =只一二 I∥ Ⅳ 2 (2～ 27) 代入式 (226)可得 F。 =(Pa+． 1，Ⅳ 2)A。 (2— 28) 喷嘴孔断面上的平均流速可由下式求出， 矿：盟：鱼堡堕 !二立丛 !塑垒 1山： — 4C． (X： ox： — )厄 p)ea碱／ 4 (2— 29) DⅣ 将此式代入式 (2— 28)，则 得㈣小学 I ∽ s。 ， 这就是作用在单喷嘴挡板阀上的液动力方程。 在喷嘴与挡板之间 的间隙 (x。 一 Xf)很小时，式 (2— 30)中括号内的第二项就可以忽略，作 用在挡板上的液动力就近似地等于静压力与喷嘴孔面积的乘积。 当挡 板间隙 (x。 一 Xf)增加 时，由于射流动量的增大而使液动力增大。 当挡 板偏离喷嘴的距离较大时，作用在挡板上的液动力仅由射流动量所决 定，此时液动力可达喷嘴被关死时的液动力的两倍，但是，这样大的 距离在挡板阀中是不会碰到的，因为一个优良的设计要求，这个准则 使式 (2— 30)中括号里的第二项比 1要小得多。 上面讲过，射流动量随挡板间隙增大而增加，由此引起的液动力 增量与挡板的运动方向一致，因此液动力具有负刚度。 在 xf=O及 哈尔滨 L程大学硕士学位论文 Pa=12n的零点处求式 (226)的导数值，可得零位液动力刚度为 剿： _4以；胁 肿 出， l ” (2吲 ) 这种负刚度具有一种不稳定的作用，因此要求驱动挡板的动力源 具有较大的正剐度来与之相抵偿。 但是，这种负刚度一般都很小，因 而不会引起什么问题。 作用在单喷嘴挡板阀上的不平衡液动力，要求系统有一个微小稳 态误差以使操纵元件提供一个平衡力。 通常，既可以用一个弹簧来平 衡这个力，也可以在挡板的另一面装一个小活塞并以压力 P。 作用在活 塞面积上以阻止产生误差。 在浮子挡板一喷嘴结构中，是由浮力来产生 的。 下面我们研究双喷嘴挡板阀上的液流作用力。 参看图 2— 4l。 每 一个喷嘴在挡板上所 产生的液动力可由式 (2— 30)求出， 即一 J168。 竿 I ∽ sz， 一 [t+警 ] ∽ ss， 作用在挡板上的净液动力为 R一尼 =∽一刚月一 4贮刍 kx， o— x， )2只一 (x， o+x， )2最 J =PLA一 47配《 2 x2fbPL+A7￡《 2 x2jPL一毡，￡； xfnPsxf 妲一 34) 在喷嘴挡板阀中，通常 z， 0／ D” 2；～素在零位附近只≈ xf≈ o， 故式 (2— 34)中的第二项和第三项可以忽略掉，近似地写为 E一疋 =忍山 (8nC； rPsx： o讧， (235) 这是双喷嘴挡板阀液流作用力方程的线性形式。 式中第二项 近似 为射流动量所产生的液动力。 同样的，在 P一定时液动力刚度为负值， 哈尔滨 T程大学硕士学位论文 且为单喷嘴挡板阀的 2倍。 挡板的运动方程可写为 乃 =以孑 d20+勘警 +KaO+(F1一砂 (2136) 式中 T。 一作用在挡板上的驱动力矩： Ba一挡板的粘性阻尼系数； Ka一支承挡板的扭簧的扭转刚度； r一喷嘴轴线至挡板扭轴的距离； 口一挡板相对于平衡位置的转角。 因为 p角很小，可以认为 tan疗：三￡。 口 (2— 37) 将式 (2— 35)代人 (2— 36)并置换口，最后得 乃 =了 da鲁 +_Baiaamp。 ： +吃 A+降 (8码觋。 )卜 (238)。 ㈣ l， 2 、 7。 r 西 2 r 出 为了防止挡板可能出现的不稳定现象，必须使扭转弹簧刚度 Ka／ r2大于激流力的负刚度 (8万 C刍 Psx。 )。 但是，这不是保证挡板稳定 性的唯一条件。 因为在方程中所包含的负载压差 P。 取决于挡板上的负 载，因此挡板阀的稳定性还受到负载动态的影响，总的稳定性必须对 阀所在的系统进行分析后才能确定。 2． 5喷嘴挡板阀的设计 喷嘴挡板阀的设计比较简单，参数的选择计算主要是确定喷嘴直 径 D。 挡板的零位间隙 x。 和固定节流 口直径 D0。 喷嘴直径可根据系统要求的流量增益确定。 由式 (2— 22)可求出喷 嘴直径为 D。 =二 !!F (239)。 ’ Ca： x、 [Ps／ p 通常 D。 在 0． 3～ 1． 2毫米的范围内。 零位间隙的最大值可以这样确定：使喷嘴面积比喷嘴和挡板间的 哈尔滨』程大学硕 +学位论文 环形节流面积充分大，以保证环形节流面积是可控的节流口，避免产 生流量饱和现象。 通常取 蛾孙≤ (i1～≧ 1孕 经简化，得到 跏≤争～鲁 (2t 0) 前面已经讲过，零位间隙取得小些，可以提高压力灵敏度，减小 零位泄漏量，但对 水中污物敏感，容易堵塞。 芹。 一般可在 0． 025～ 0． 125 毫米之间选取。 在 D。 和 X。 确定以后，由式 (23)可求得固定节流口直径为 Do=2‘ iCa％。 )；胁 11]__ (2_41) 当取 Poo／ Ps=妄时，则得 Z ， 1 1 Do=2(兰生 DⅣ x邝 )i (2— 42) LdO ： ft． X／ o／ DN=i1～而 1， C4r／ Cao=0 8时， DN／ D。 “ 1． 6～ 2_3，这是经常 使用的参数范围。 实际上，平衡压力只。 在 0． 3Ps～ 0． 7Ps的范围选取， 也可以得到良好的性能，此时由式 (241)可求得相应的 Dn。 值范围为 1． 62(c矿 DNx， 0／ Cdo)“ 2到 2． 48(c0DⅣ x， 0／ Cao)1”。 通常优先采用和 0． 7尸 s 相应的较大的 Do值，以提高抗堵塞的性能，但这要使零位泄漏流量和 液动力增大。 由于锐边节流口具有可预计的特性并且对温度变化不敏感，因此 为人们所欢迎。 但孔径很小的薄壁锐边节流口加工十分困难，价格较 高，因而限制了它的使用。 通常采用短管型节流孔作为固定节流口， 其长度与直径的比一般为 2～ 4。 流量系数巴。 要比锐边节流口大，其 范围一般为 0． 8～ 0． 9。 喷嘴与挡板间的可变节流口 的流量系数 c，的确 哈尔滨 f： f￡大学硕士学位论文 定是比较复杂的。 实验结果表明， c。 不但与雷诺数船有关，而且与 喷嘴前端的几何形状和间隙 X。 的大小有关，如图 39所示。 在喷嘴端 面厚度与间隙之比小于 2，即三 2时，可变节流口可认为是锐边的， 其流量系数 Cd为 0． 6左右。 当 L／ x。 较大时，液流自喷嘴出流后，与喷 嘴前端的环状壁面重新贴附，使流量系数增大，而且随着雷诺数增大 有所增加，此时流量系数还要受到温度变化的影响。 因此，喷嘴前端 应尽可能做得尖锐些，三／ x。 应尽可能小些。 这样，不但使流 量系数 对温度的变化不敏感，其特性可以比较准确地预测，而且可以减小作 用在挡板上的液动力；由喷嘴前端厚度所引起的液动力，由于液流的 不稳定而使作用在挡板上的液动力变化不定、难于预计。 喷嘴前端的 倾斜角口应大于 300，此时它对流量系数便无显著的影响了．在初步设 计时，可取 C。 ／ c。 z O． 8在流量系数测定以后，还需对节流口直径作 一些小的调整 Ⅲ 9168。 舯 1。 2． 6本章小节 本章简要介绍了喷嘴一挡板阀的基本理论，通过对单喷嘴一挡板 阀和双喷嘴一挡板阀的主要特性参数的对比，发现双喷嘴一挡板阀具 有压 力灵敏度高、零位工作点的变动小、压力一流量曲线的线性度和 对称性好的特点。 本章还介绍了喷嘴一挡板阀的不平衡液动力对喷嘴 一挡板阀稳定性的影响。 最后，简要介绍了喷嘴一挡板阀的主要设计 参数如喷嘴直径 D。 、挡板的零位间隙 x。 和固定节流口直径 Do如何进 行选择，为以后的设计计算提供了理论依据。 啥尔滨工程大学硕士学位论文 第 3章 调节阀设计的理论基础 3． 1概述 调节阀又称控制阀，是过程控制系统中用动。