安全阀施胶技术攻略
安全阀必须始终尺寸和能够排出任何蒸汽源，以便保护装置内的压力不能超过最大允许累积压力(MAAP)。这不仅意味着阀门必须正确的位置，而且它也是正确的设置。安全阀的尺寸也必须正确，使其能够在所有可能的故障条件下，在所需压力下通过所需的蒸汽量。
一旦安全阀的类型确定，连同其设定的压力和在系统中的位置，就有必要计算出所需的安全阀的排放能力。一旦知道了这一点，就可以使用制造商的规格来确定所需的孔面积和标称尺寸。
为了确定所需的最大容量，需要考虑通过阀门上游所有相关分支的潜在流量。
在有多个可能的流量路径的应用中，安全阀的尺寸变得更加复杂，因为可能有一些确定其大小的替代方法。如果存在多个可能的流动路径，则应考虑下列备选方案：
- 安全阀可以在流量最大的流道中的最大流量上进行调整。
此选择取决于两个或多个设备同时失败的风险。如果发生这种情况的可能性很小，则必须对阀门进行调整，以使失效设备的合并流量得以排放。然而，在风险可以忽略不计的情况下，成本优势可能要求阀门只能在最高故障流量上进行调整。方法的选择最终取决于负责为工厂提供保险的公司。
例如，考虑压力容器和自动泵阱(APT)系统，如图9.4.1所示。不可能的情况是，APT和减压阀(PRV‘A’)都可能同时失效。安全阀A的放电容量要么是最大PRV的故障负荷，要么是APT和PRV‘A’的组合故障负荷。
本文件建议，在存在多个流动路径的情况下，任何相关的安全阀在任何时候都应考虑相关的上游压力控制阀可能同时失效的可能性。
故障流
为了确定通过PRV或任何阀门或孔板的故障流量，需要考虑以下几点：
- 潜在的故障压力？这应该作为合适的上游安全阀的设定压力。
- 安全阀尺寸的卸压
- 全开放容量(K)
VS
)，见方程3.21.2。
例9.4.1
考虑图9.4.2中的PRV安排。
该系统的供应压力(图9.4.2)受到上游安全阀的限制，设定压力为11.6巴克。利用蒸汽质量流方程(方程3.21.2)可以确定通过PRV的断层流动：
在本例中：
因此，当安全阀设置在4巴克时，安全阀的尺寸将至少超过953公斤/小时。
一旦确定了故障负荷，通常使用制造商的容量图表来确定安全阀的大小就足够了。容量图的一个典型示例如图9.4.3所示。通过了解所需的设定压力和放电容量，可以选择合适的标称尺寸。在该实例中，设定压力为4 bar g，故障流量为953 kg/h，需要1 284 kg/h的DN 32/50安全阀。
如果没有尺寸图，或不适合特定的流体或条件，如背压、高粘度或两相流，则可能需要计算所需的最小孔面积。适当的管理标准概述了这样做的方法，例如：
- Ad-Merkblatt A2，DIN 3320，TRD 421
- ASME/API RP 520
- EN ISO 4126
这些标准所概述的方法是基于流量系数，即测量容量与具有等效流动面积的喷嘴的理论容量之比。
流量系数
排放系数是特定于任何特定安全阀范围，并将由制造商批准。如果该阀门是独立批准的，它将被赋予一个“认证的排放系数”。
这一数字通常通过进一步乘以安全系数0.9来降低，从而降低排放系数。减额系数称为K。博士=Kdx 0.9
在使用计算所需孔面积的标准方法时，可能需要考虑以下几点：
临界和亚临界流量-气体或蒸汽通过孔板的流量，例如安全阀的流量，随着下游压力的降低而增加。这是正确的，直到达到临界压力，并达到临界流量。此时，下游压力的任何进一步降低都不会导致流量的进一步增加。
临界压力与实际释放压力之间存在一种关系(称为临界压力比)，对于通过安全阀流动的气体，方程9.4.2。
对于具有与理想气体相似性质的气体，“k”是恒压比热(C)的比值。p)至恒定体积(C)v)，即cpc.v。‘k’总是大于单位，通常在1到1.4之间(见表9.4.8)。
对于蒸汽来说，虽然k是一个等熵系数，但它实际上不是c的比率。pc.作为饱和蒸汽的近似，“k”可以取为1.135，过热蒸汽可取为1.3。作为指导，饱和蒸汽的临界压力按绝对值计算为累积进口压力的58%。
- 超压-在上浆之前，必须建立阀门的设计超压。不允许计算阀门在较低超压下的容量，而不允许计算出流量系数。但是，允许使用较高的超压(典型超压值见表9.2.1模块9.2)。对于DIN型全升阀(VollHub)，设计升力必须达到超压的5%，但对于尺寸而言，可以使用10%的超压值。
对于液体应用，根据AD-Merkblatt A2，DIN 3320，TRD 421和ASME，超压为10%，但对于未经认证的ASME阀门，使用25%的数字是相当普遍的。
- 反压-在AD-Merkblatt A2，DIN 3320和TRD 421标准中的尺寸计算了流出函数(Ψ)中的背压，其中包括背压校正。
然而，ASME/API RP 520和EN ISO 4126标准要求确定额外的背压校正系数，然后将其纳入相关的公式。
- 两相流假设介质在安全阀关闭时处于液体状态，当安全阀打开时，由于通过安全阀的压力下降，部分液体蒸发。由此产生的流称为两相流.
所需的流动面积必须计算出所排放液体的液体和蒸气成分。然后，这两个区域之和将用于从所选阀门范围中选择合适的孔口尺寸。(见示例9.4.3)
许多标准实际上并没有指定两相流的尺寸公式，并建议在这些情况下直接与制造商联系以获得建议。
按下列标准设计的安全阀尺寸公式
下列方法用于计算安全阀所需的最小孔面积，如最常用的国家标准所述。
标准-AD-Merkblatt A2，DIN 3320，TRD 421
使用方程9.4.3计算用于蒸汽应用的安全阀所需的最小孔面积：
使用方程9.4.4计算用于空气和气体应用的安全阀所需的最小孔面积：
使用方程9.4.5计算用于液体应用的安全阀所需的最小孔面积：
用于空气和气体应用的流出函数(Ψ)
蒸汽应用压力介质系数
压缩系数(Z)
对于气体，压缩系数Z也需要确定。这一因素解释了实际气体偏离理想气体特性的原因。在数据不足的情况下，通常建议使用Z=1。Z可用方程9.4.6中的公式计算：
例9.4.2
在下列条件下确定所需的最小安全阀孔面积：
因此，所选择的安全阀需要至少1 678毫米的孔口面积。2.
两相流
为了确定两相流系统(如热水)的最小孔面积，首先需要确定蒸汽(N)的排放比例。这是使用方程9.4.7完成的：
对于热水，可以从蒸汽表中得到焓值。
为了确定流量的比例，即蒸汽，排放容量乘以n。因此，剩余的流动将处于液体状态。
公式9.4.3、9.4.4和9.4.5的面积大小计算可用于计算所需的面积以排放蒸汽部分，然后是液体部分。然后，这些区域之和用于建立最小所需的孔口面积。
实例9.4.3
在下列条件下考虑热水：
标准-ASME/API RP 520
以下公式用于根据ASME标准和API RP 520准则计算安全阀所需的最小孔面积。
使用方程9.4.8计算用于蒸汽应用的安全阀所需的最小孔面积：
使用方程9.4.9计算空气和气体应用上的安全阀所需的最小孔面积：
使用方程9.4.10计算用于液体应用的安全阀所需的最小孔面积：
喷嘴气体常数Cg用方程9.4.11计算空气和气体应用，并应用于方程9.4.9。
ASME/API RP 520的过热校正因子
ASME/API 520的气汽恒背压校正系数
背压修正系数(KB)是容量与背压的比率C。1，向大气排放时的容量，C2见方程9.4.12。
可以使用图9.4.6到图9.4.8所示的曲线来建立KB的值。这些适用于50 psi g及以上的设定压力。对于给定的设定压力，这些值仅限于小于临界压力的背压，即临界流动条件。
对于低于50 psi g的亚临界流量和背压，应向制造商咨询KB值。
平衡波纹管阀
常规阀
ASME/API RP 520的液体恒背压校正系数
平衡波纹管阀
ASME/API RP 520和EN ISO 4126粘度修正系数
这是用来允许高粘度液体。为了解释这一点，必须首先确定阀门的尺寸，假设流体是不粘性的。一旦选择了尺寸，就会计算阀门的雷诺数，并根据图9.4.9建立校正因子。
然后应该检查阀门的尺寸，以确保在应用粘性校正因子后，所选择的原始尺寸能够适应流量。如果没有，这个过程应该重复使用下一个最大的阀门尺寸。
雷诺数可用方程9.4.15和9.4.16计算：
标准-en ISO 4126：2004
使用方程9.4.17计算用于干饱和蒸汽、过热蒸汽以及临界流量下空气和气体应用的安全阀所需的最小孔口面积：
使用方程9.4.18计算临界流量时用于湿蒸汽应用的安全阀的最小所需孔面积；注：湿蒸汽的干度分数必须大于0.9：
使用方程9.4.19计算用于空气和气体应用的安全阀在亚临界流量时所需的最小孔面积：
使用方程9.4.20计算用于液体应用的安全阀所需的最小孔面积：
表9.4.3
C值作为蒸汽、空气和气体应用于EN ISO 4126标准的“k”的函数。
“k”值被纳入ISO 4126标准：(第7部分)。
或者，“k”值可以从SpiraxSarco网站的蒸汽表中获得。
表9.4.4
蒸汽、空气和气体用途的背压符合en iso 4126标准的容量校正系数
实例9.4.4
设计为EN ISO 4126的安全阀所需的最小流量面积，以减轻过热蒸汽系统的超压。
蒸汽系统条件
附录A-工业液体的性质
表9.4.5一些常见工业液体的性质
对于ASME液体施胶计算中使用的比重(G)，将密度除以998(水的密度)。
工业气体特性
表9.4.6一些常见工业气体的特性
对于ASME气体尺寸计算中使用的比重(G)，将摩尔质量除以28.96(空气摩尔质量)。
