球閥,蝶閥,截止閥,氣動球閥,氣動角座閥

摘要：庫爾勒至鄯善輸油管道采用了常溫密閉輸送工藝及SCADA系統等先進技術，是目前國內自動化水平領先的一條管道。詳細介紹了自荷蘭引進的RZD-RMBX型減壓閥的結構、工作原理、調節特性及運行工況。該減壓閥首次在國內輸油管道上用于解決大落差的難題。運行一年多來，工作平穩正常，效果良好。

　　1997年7月我國首次引進荷蘭莫克維迪(Mokveld)公司64.8　mm　ANSI　600　RZD-RMBX型減壓閥，用于庫鄯輸油管道吐魯番盆地西南部落差最大(115　km內落差達1　660　m)的覺羅塔格山至艾丁湖減壓輸油段。運行一年多來，工作平穩正常，效果良好。

一、減壓閥的結構及工作原理

　　減壓閥是一種軸流式調節閥，由閥外體、閥內體、閥桿、活塞桿、活塞和籠筒組成(見圖1)。

圖1　減壓閥結構示意圖
1—閥外體；　2—閥內體；　3—活塞桿；　4—閥桿；　5—活塞；　6—籠筒

　　1、　閥　體
　　 閥體包括閥外體和閥內體，是一完整的鑄造體，閥的內外體之間有一軸向對稱流道，見圖1箭頭所示處。
　　 2、　籠　筒
　　 籠筒是減壓閥的關鍵部件，結構見圖2。壁面上有許多孔洞，RZD-RMBX型減壓閥選用三層籠筒，即籠筒壁面分三層，每層按一定規律分布有許多孔洞，三層壁面按一定的要求組合為一體(見圖2)。

圖2　籠筒示意圖

　　3、　活塞桿和閥桿
　　 活塞桿與閥桿構成一個90°的角式傳動機構(見圖1)，活塞借助此傳動機構在導軌內沿閥門的中心線運動，活塞桿與閥桿上的45°的齒條相互耦合，閥桿上下傳動，帶動活塞桿及活塞在全行程上前后運動。活塞的端面上均勻分布有孔洞(見圖1)，以使活塞內外壓力平衡，前后運動時不受軸向壓力的影響。
　　 4、　工作原理
　　 減壓閥是活塞型閥門，活塞在籠筒內被導引，節流發生在活塞邊緣與籠筒的孔口之間，油流來自籠筒外，因此在籠筒層孔內油流速度很高，籠筒選用的材質高度抗腐蝕與磨蝕。減壓閥有獲專利的密封系統，主密封圈位于籠筒的最前端，活塞在全行程上被導引，當被推動穿過主密封圈時，閥門前后的差壓強迫主密封圈緊貼活塞壁而緊密關閉閥門。活塞通過活塞桿的導引在籠筒內前后運動，閥桿借助它與活塞桿上的45°的齒條傳動活塞桿，當執行機構驅動閥桿向上時，活塞向后移動，開大閥門；當執行機構驅動閥桿向下時，活塞向前移動，關小閥門。
　　 減壓閥采用了帶氣動閥門定位器的活塞執行機構，氣源裝置給執行機構提供了一定壓力的壓縮空氣，電／氣轉換器把從控制室來的4～20　mA　DC信號轉換為0.02～0.1　MPa的標準氣動信號，傳輸信號為電信號，現場操作為氣動信號。執行機構接受控制信號轉換成相應的直線位移輸出，通過推桿帶動閥桿上下移動，從而使閥門開度在全行程上變化。
　　 5、　性能特點
　　 軸向對稱流道。閥體采用了軸向對稱流道，完全避免了優先流和不必要的流向改變，使噪音和紊流趨勢明顯降低。
　　 氣密級專利密封系統。減壓閥具有獲專利的密封系統，即使在最惡劣的工作條件下，也能在全壓力范圍內保證關斷嚴密。
　　 壓力平衡。由于減壓閥裝配了壓力平衡活塞，使得操作活塞的軸向力與閥門兩端的壓差無關，因此使用較小的執行機構就能達到快動的目的。

二、調節特性

　　減壓閥的調節特性是由閥內部件的結構決定的，所謂調節特性是指流過閥門介質的相對流通能力與閥門相對開度的關系，相對流通能力是閥門某一開度時流通能力與全開時流通能力之比，相對開度是閥門某一開度與全開度之比^〔1〕。減壓閥的調節特性如圖3所示。
　　 從圖3中可以看出，減壓閥具有良好的線性調節特性，最小流量時開度約在10%處，這一點使得閥門接近關閉時工作緩和平穩，確保關斷嚴密。在正常的可調范圍內流量變化與閥門開度成線性關系。

圖3　減壓閥特性曲線

三、減壓閥在管道中的調節原理

　　庫鄯輸油管道使用了兩個減壓閥，并聯安裝在覺羅塔格減壓站，其中主閥PV1001起主要調節作用，副閥PV1002起備用調節作用，庫鄯輸油管道一期工程水力坡降線示意圖如圖4所示。

圖4　庫鄯輸油管道一期工程水力坡降線示意圖

　　從圖4中可以看出減壓閥的主要作用是。
　　 (1)在減壓站通過減壓閥節流降壓，消耗掉管道最高點至末站進站間的多余位能(P₂－P₃)。
　　 (2)通過減壓閥控制減壓站上游管道的壓力，保證高點正壓運行，并避免高點至減壓站管道內出現不滿流現象。
　　 (3)全線停運時，通過減壓閥的嚴密關斷，防止減壓站上游出現不利于再啟動的空管現象。
　　 圖4中高點與減壓站處由伯努利方程得到簡化后的穩定流的能量方程^〔2〕：

　　即　P₂＝P₁＋γ（Z₁－Z₂）-γ^.h_f
　　 由列賓宗公式得： 　　（1）

式中　Z₁——高點高程，m；
　　　 Z₂——減壓站高程，m；
　　　 P₁——高點壓力，Pa；
　　　 P₂——減壓站進站壓力，Pa；
　　　 Q——管道內原油流量，m³／s；
　　　 d——管道內徑，m；
　　　 L——高點至減壓站間的管道長度，m；
　　　 γ——油品相對密度，kg／m³；
　　　 ν——油品運動粘度，m²／s；
　　　 β——流態系數，取0.024　6　s²／m。
　　 其中Z₁、Z₂、d、L、β、γ、ν為已知，為了保證高點正壓運行，取P₁為0.2　MPa(設計參考值)，由式(1)中可以得出：減壓站的進站壓力P₂隨Q變化而變化，Q取首站出站流量。在實際運行中P_SP（減壓站進站壓力設定值）由SCADA系統根據實時測定的Q進行計算得出，并從主機系統實時傳給減壓站的站控PLC，由PLC內的PID(比例積分微分)調節程序對減壓站的上游壓力P₂進行控制。
　　 當P₂＜P_SP時，PV1001關小，直至偏差e＝P₂－P_SP＝0為止；
　　 當P₂＞P_SP時，　PV1001開大，　直至偏差e＝0為止；
　　 當P₂＝P_SP時，PV1001保持當前開度。
　　 副閥PV1002是備用調節閥，其壓力設定值為固定值，即不隨管道流量變化而變化。當主閥PV1001故障關閉或流通能力不夠時，副閥將自動參與調節，兩閥的壓力流量曲線如圖5所示。

圖5　壓力流量曲線圖

　　由圖5可看出，主閥PV1001控制上游壓力隨流量增大而減小，而副閥PV1002控制上游壓力為一定值，但兩閥出口壓力(隨流量的變化)相同。

四、減壓閥運行工況分析

　　RZD-RMBX型減壓閥結構獨特，并首次在我國輸油管道上使用，由于設計上的疏忽，減壓站進站主流程上未裝過濾器，加之減壓閥的安裝未嚴格按照規程執行，因此導致庫鄯輸油管道在輸水試運期間減壓閥嚴重受堵，流通能力減小，后經補裝過濾器，并多次沖洗減壓閥，運行工況才逐漸趨于正常。
　　 通過分析主閥PV1001的兩組運行數據，得出如表1所列的結果。
　　 第一組數據中取通過流量約490　m³／h，運行時間為8個月，減壓閥的實際開度從99.61%降為35.36%，經過計算，實際開度與理論開度間的絕對誤差從71.61%降為7.61%。第二組數據取通過流量約643　m³／h，運行時間為4個月，實際開度從56.31%降為40.83%，絕對誤差從23.81%降為8.03%。從表1中可以看出，減壓閥隨著運行時間的累計，流通能力也逐漸恢復，主要原因是減壓閥在運行過程中，籠筒內的堵塞物由于受到高壓原油的長期沖蝕與磨蝕而逐漸減少。以1998年3月21日與1998年8月1日的兩組運行參數(見表2)為依據，對減壓閥的出口壓力與流量的變化進行比較。

表1　庫鄯輸油管道主閥運行的兩組數據比較

注　以上數據在計算中原油密度取0.845　6　t／m³。

表2　減壓閥運行參數

　　注　左欄為1998年3月21日數據，右欄為1998年8月1日數據。

　　將表2中的數據用曲線表示(見圖6)。
　　 通過比較可以看出，圖6中曲線1較曲線2接近曲線3，這說明隨著運行時間的累計，減壓閥的運行情況將逐漸趨于正常。
　　 根據減壓閥的運行情況，提出以下建議。
　　 (1)減壓閥籠筒上的孔洞很小(φ6　mm)，為保證減壓閥的正常運行，減壓閥前應設置合適的過濾器，并應根據情況適時清洗過濾器。
　　 (2)由于減壓閥在投產前受堵，籠筒內的堵塞物至今仍有殘余，這就使得原油通過減壓閥的壓差相對增大，而減壓閥的允許壓差為6.0　MPa，也即當減壓閥前后壓差為6.0　MPa時，它的通過流量已達飽和，若超過6.0　MPa，則閥內件將會受到損害，因此運行中的壓差都應小于6.0　MPa。

圖6　出口壓力與流量的變化曲線
1—1998年8月1日的一組運行情況；
2—1998年3月21日的一組運行情況；
3—流量與出口壓力的關系曲線

　　(3)減壓閥的執行機構采用了氣動驅動方式，保證其氣源裝置的正常工作就是保證減壓閥的正常運行，因此對氣源裝置應定期進行維護和保養。另外，如果能深化減壓閥的理論培訓以及嚴格按規程施工和操作，那么其運行優勢將會得到更好發揮。

參考文獻

1，　曲慎揚等：原油管道工程，石油工業出版社(北京)，1994。
2，　袁恩熙：工程流體力學，石油工業出版社(北京)，1986。