Dimensionnement des control valves pour les systèmes de steam

Le dimensionnement d’une control valve pour une application de steam peut être une affaire complexe. Ce module tente d’éclaircir le sujet en utilisant les principes fondamentaux pour expliquer la relation entre le débit et la chute de pression. Il utilise une buse simple pour expliquer le phénomène de pression critique et comment celui-ci peut être prédit pour l’écoulement du steam à travers une control valve. Il poursuit en discutant d’autres propriétés telles que le bruit, l’érosion, et la manière dont le steam est séché ou surchauffé en traversant une valve, et donne divers exemples de tels calculs. Il compare également brièvement les échangeurs de chaleur à tubes et calandre et les échangeurs à plaques, et montre comment utiliser des abaques Kv simples pour dimensionner les valves de steam.

Avant de discuter du dimensionnement des control valves pour les systèmes de steam, il est utile de passer en revue les caractéristiques du steam dans une application de transfert de chaleur.

Le steam est fourni à une pression spécifique du côté amont de la control valve à travers laquelle il passe vers un échangeur de chaleur, également fonctionnant à une pression spécifique.
Le steam traverse la control valve et entre dans l’espace steam de l’équipement où il entre en contact avec les surfaces de transfert de chaleur.
Le steam se condense sur les surfaces de transfert de chaleur, créant du condensate.
Le volume de condensate est bien inférieur à celui du steam. Cela signifie que lorsque le steam se condense, la pression dans l’espace steam est réduite.
La pression réduite dans l’espace steam signifie qu’une différence de pression existe de part et d’autre de la control valve, et le steam s’écoulera de la zone haute pression (en amont de la control valve) vers la zone de basse pression (l’espace steam dans l’équipement) en proportion de la différence de pression et, idéalement, en équilibrant le taux de condensation du steam.
Le débit de steam entrant dans l’équipement est régi par cette différence de pression et la taille de l’orifice de la valve. Si, à un moment donné, le débit de steam à travers la valve est inférieur au taux de condensation (peut-être la valve est trop petite), la pression de steam et le taux de transfert de chaleur dans l’échangeur de chaleur chuteront en dessous de ce qui est requis ; l’échangeur de chaleur ne sera pas en mesure de satisfaire la charge thermique.
Si un système de commande modulant est utilisé, à mesure que la température du processus se rapproche du point de consigne du contrôleur, celui-ci fermera la valve d’une quantité correspondante, réduisant ainsi le débit de steam pour maintenir la pression plus basse nécessaire pour soutenir une charge thermique inférieure. (L’action d’ouverture et de fermeture de la valve est souvent appelée augmentation ou diminution du « levage de valve » ; ceci est expliqué plus en détail dans le Module 6.5, « Caractéristiques des control valves »).
La fermeture de la valve réduit le débit massique. La pression de steam chute dans l’espace steam et la température de steam également. Cela signifie qu’une plus petite différence de température existe entre le steam et le processus, de sorte que le taux de transfert de chaleur est réduit, conformément à l’équation 2.5.3. Le coefficient de transfert de chaleur global (U) ne change pas beaucoup pendant le processus, et la surface (A) est fixe, donc si la différence de température moyenne

ΔTm est réduite, alors le transfert de chaleur du steam vers le fluide secondaire est également réduit.

Écoulement de steam saturé à travers une control valve Un fabricant d’échangeurs de chaleur concevra l’équipement pour fournir une certaine puissance thermique. Pour atteindre cette puissance thermique, une certaine température de steam saturé sera requise à la surface de transfert de chaleur (comme l’intérieur d’un serpentin de chauffage dans un échangeur de chaleur à tubes et calandre). Avec le steam saturé, la température et la pression sont strictement liées ; par conséquent, contrôler la pression de steam permet facilement de réguler la température.

Considérons une application où du steam à 10 bar g est fourni à une control valve, et un débit massique donné de steam traverse la valve vers un échangeur de chaleur. La valve est maintenue complètement ouverte (voir Figure 6.4.1).

Si une valve DN50 est installée et la valve est complètement ouverte, la chute de pression est relativement faible à travers la valve, et le steam fourni à l’échangeur de chaleur est à une pression (et température) assez élevée. De ce fait, le serpentin de chauffage requis pour atteindre la charge de conception est relativement petit.
Considérons maintenant une valve DN40 complètement ouverte dans la conduite d’alimentation en steam passant le même débit que la valve DN50. Comme l’orifice de la valve est plus petit, la chute de pression à travers la valve doit être plus grande, entraînant une pression (et température) plus basse dans l’échangeur de chaleur. De ce fait, la surface de transfert de chaleur requise pour atteindre la même charge thermique doit être augmentée. En d’autres termes, un serpentin de chauffage ou un échangeur de chaleur plus grand sera nécessaire.
Une réduction supplémentaire de la taille de la valve nécessitera une plus grande chute de pression à travers la control valve pour le même débit massique, et le besoin d’une surface de transfert de chaleur accrue pour maintenir la même puissance thermique.

Quelle que soit la taille de la control valve, si la demande du processus est réduite, la valve doit moduler de la position complètement ouverte vers la position fermée. Cependant, la première partie de la course n’a qu’un petit effet de régulation, tout changement de pourcentage du levage de valve produisant un changement de pourcentage moindre du débit. Typiquement, un changement de 10% du levage peut ne produire qu’un changement de 5% du débit. Avec une course plus avancée, à mesure que le clapet de la valve se rapproche du siège, cet effet s’inverse de sorte qu’un changement de 5% du levage peut produire un changement de 10% du débit, et une meilleure régulation est obtenue.

La partie initiale de la course de la control valve, pendant laquelle cet effet de contrôle réduit est observé, est plus grande avec le choix de control valves plus grandes et la faible chute de pression à pleine charge qui en découle. Lorsque la control valve choisie est suffisamment petite pour nécessiter une « chute de pression critique » à pleine charge, l’effet disparaît. La pression critique est expliquée dans la section ci-dessous.

De plus, si une control valve plus grande est sélectionnée, la taille plus importante de l’orifice de la valve signifie qu’un changement donné du débit est obtenu avec un pourcentage de changement du levage plus petit que celui nécessaire avec une control valve plus petite.

Cela peut souvent rendre la commande instable, augmentant la possibilité de « chasse », en particulier à charges réduites.

Pression critique Le débit massique de steam traversant la valve augmentera proportionnellement à la pression différentielle jusqu’à ce qu’une condition appelée « pression critique » soit atteinte. Le principe peut être expliqué en examinant le fonctionnement des buses et leur comparaison avec les control valves.

Considérons un orifice presque parfait, tel qu’une buse convergente-divergente montrée à la Figure 6.4.2. Sa forme, si elle est correctement conçue pour correspondre aux conditions de pression amont et aval et à l’état du steam fourni, lui permettra de fonctionner à un rendement élevé. Une telle buse peut être considérée comme un type de moteur thermique, transformant l’énergie thermique en énergie mécanique (cinétique). Elle est conçue pour évacuer le poids requis de steam avec une chute de pression donnée, et avec un minimum de turbulences et de pertes par friction.

Dans la section convergente, la vitesse du steam augmente à mesure que la pression diminue, bien que le volume spécifique du steam augmente également avec les pressions réduites. Au début, la vitesse augmente plus rapidement que le volume spécifique, et la section de passage requise à travers cette partie de la buse devient plus petite. À un certain point, le volume spécifique commence à augmenter plus rapidement que la vitesse et la section de passage doit devenir plus grande. À ce point, la vitesse du steam sera sonique et la section de passage est à un minimum. La pression de steam à cette section de passage minimale ou « col » est décrite comme la « pression critique », et le rapport de cette pression à la pression (absolue) initiale est trouvé proche de 0,58 lorsque du steam saturé s’écoule.

La pression critique varie légèrement selon les propriétés du fluide, en particulier en relation avec le rapport des chaleurs spécifiques cp/cv du steam (ou autre fluide gazeux), qui est appelé l’indice adiabatique ou l’exposant isentropique du fluide, souvent représenté par les symboles « n », « k » ou « Y ». Avec le steam surchauffé, le rapport est d’environ 0,55, et pour l’air d’environ 0,53.

Ainsi, une fois la chute de pression critique atteinte au col de la buse, ou à la « vena contracta » lorsqu’un orifice est utilisé, une réduction supplémentaire de la pression aval ne peut pas augmenter le débit massique à travers l’appareil.

Si la chute de pression à travers l’ensemble de la buse est supérieure à la chute de pression critique, la pression critique se produira toujours au col. Le steam se dilatera après avoir dépassé le col de sorte que, si la section de sortie a été correctement dimensionnée, la pression aval requise est atteinte à la sortie de la buse, et peu de turbulence est produite lorsque le steam sort de la buse à grande vitesse.

Si la sortie de la buse est trop grande ou trop petite, de la turbulence se produira à la sortie de la buse, réduisant la capacité et augmentant le bruit :

Si la sortie de la buse est trop petite, le steam ne s’est pas suffisamment dilaté et doit continuer à se dilater à l’extérieur de la buse jusqu’à ce qu’il atteigne la pression aval requise dans la zone basse pression.
Si la sortie de la buse est trop grande, le steam se dilatera trop dans la buse et la pression de steam à la sortie de la buse sera inférieure à la pression requise, provoquant la recompression du steam à l’extérieur de la sortie dans la zone basse pression. La forme de la buse (Figure 6.4.3) est doucement profilée de sorte que la vena contracta se produit au col de la buse. (Ceci contraste avec un orifice à bord tranchant, où une vena contracta se produit en aval de l’orifice. L’effet de vena contracta est discuté plus en détail dans le Module 4.2 « Principes du débitmétrage »). Les control valves peuvent être comparées aux buses convergentes-divergentes, en ce sens que chacune a une zone haute pression (l’entrée de la valve), une zone convergente (l’entrée entre le clapet de la valve et son siège), un col (l’espace le plus étroit entre le clapet et son siège), une zone divergente (la sortie du clapet et de son siège) et une zone basse pression (le corps aval de la valve). Voir Figure 6.4.4. Les buses et les control valves ont des objectifs différents. La buse est principalement conçue pour augmenter la vitesse du steam afin de produire du travail (peut-être pour faire tourner une aube de turbine), de sorte que la vitesse du steam quittant la buse doit rester élevée.

En revanche, la control valve est un dispositif de restriction de débit ou d’« étranglement » conçu pour produire une chute de pression significative dans le steam. La vitesse du steam sortant d’un col de control valve se comportera de manière similaire à celle du steam sortant du col d’une buse convergente-divergente ; elle augmentera à mesure que le steam se dilate dans la zone divergente entre le clapet et le siège immédiatement après le col. Si la chute de pression à travers la valve est supérieure à la chute de pression critique, la vitesse du steam augmentera jusqu’à devenir supersonique dans cette zone, car la pression y est inférieure à celle du col.

Au-delà de ce point, le steam passe dans la chambre relativement grande entourée par le corps de la valve (la zone basse pression), qui est à une pression plus élevée en raison de la contre-pression imposée par les tuyauteries de raccordement, provoquant une chute rapide de la vitesse et de l’énergie cinétique. Conformément à l’équation de l’énergie en écoulement permanent (SFEE), cela augmente l’enthalpie du steam jusqu’à presque celle du port d’entrée de la valve. Une légère différence est due à l’énergie perdue par friction lors du passage à travers la valve.

À partir de ce point, le corps de la valve converge pour diriger l’écoulement de steam vers la sortie de la valve, et la pression (et la densité) se rapprochent de la pression (et de la densité) dans la tuyauterie aval. À mesure que cette pression se stabilise, la vitesse se stabilise également, en fonction de la section transversale du port de sortie de la valve.

Le changement relatif de volume à travers la valve est représenté par les lignes pointillées dans le schéma montré à la Figure 6.4.5. Lorsque la chute de pression à travers une valve est supérieure à la pression critique, du bruit peut être généré par le grand échange instantané d’énergie cinétique en énergie thermique dans la zone basse pression, parfois aggravé par la présence de steam supersonique.

Vitesse de sortie de la valve, bruit, érosion, effet de séchage et de surchauffe Le bruit peut être une considération importante lors du dimensionnement des control valves, non seulement parce qu’il crée des niveaux sonores accrus mais aussi parce que les vibrations qui lui sont associées peuvent endommager les composants internes de la valve. Des garnitures de valve spéciales réductrices de bruit sont disponibles mais, parfois, une solution moins coûteuse est d’installer un corps de valve plus grand que nécessaire. Des équations compliquées sont nécessaires pour calculer le bruit émis par les control valves et elles sont difficiles à utiliser manuellement. Il est généralement considéré que la control valve produira un bruit inacceptable si la vitesse du steam sec saturé dans la sortie de la control valve est supérieure à 0,3 Mach. La vitesse du son dans le steam dépendra de la température du steam et de la qualité du steam, mais peut être calculée à partir de l’équation 6.4.2 si les conditions sont connues (Mach 1 = vitesse du son). Une méthode moins précise mais utile pour estimer si le bruit sera un problème consiste à calculer la vitesse dans le port de sortie de la valve. En termes simples et pour du steam sec saturé, si elle est supérieure à 150 m/s, il est possible que le corps de la valve soit trop petit (bien que la taille de la garniture convienne à la capacité requise). Des vitesses plus élevées provoquent également de l’érosion dans le corps de la valve aval, en particulier si le steam est humide à ce point. Il est recommandé que la vitesse de sortie maximale pour le steam humide soit de 40 m/s dans le port de sortie.

Une autre conséquence de la chute de pression du steam à travers une control valve est de sécher ou de surchauffer le steam, selon son état lorsqu’il entre dans la valve. Des degrés importants de surchauffe sont généralement indésirables dans les processus de chauffage, et il est donc utile de pouvoir déterminer si cela se produira. Cependant, les vitesses du steam surchauffé (et des gaz secs) peuvent être autorisées jusqu’à 0,5 Mach dans le port de sortie ; tandis qu’à l’autre extrémité de l’échelle, les liquides peuvent être limités à une vitesse de sortie maximale de 10 m/s.

Exemple 6.4.1 La vitesse de sortie de la valve et l’effet de séchage/surchauffe Une control valve est alimentée en steam sec saturé provenant d’un séparateur à 12 bar g et utilisée pour réduire la pression de steam à 4 bar g à pleine charge. Le débit à pleine charge est de 1300 kg/h nécessitant un Kvr de 8,3. Une valve DN25 (1”) est initialement envisagée pour la sélection, qui a un Kvs de 10 et une surface de sortie de valve de 0,000 49 m2. Quelle est la vitesse du steam dans la sortie de la valve ?

Déterminer l’état du steam dans la sortie de la valve à 4 bar g.

Le degré de séchage et de surchauffe peut être calculé à partir de la procédure suivante :

D’après les tables de vapeur, la chaleur totale (hg) dans le steam sec saturé amont à 12 bar g = 2 787 kJ/kg.

Comme le steam d’alimentation est à l’état sec saturé, le steam sera certainement surchauffé après avoir traversé la valve ; par conséquent, la table de steam surchauffé doit être utilisée pour quantifier ses propriétés.

En utilisant les tables de vapeur du site web Spirax Sarco, il est possible de calculer l’état du steam aval à 4 bar g en sélectionnant « Steam surchauffé » et en entrant une pression de « 4 bar g » et une chaleur totale (h) de 2 787 kJ/kg.

En entrant ces valeurs, la table de vapeur donne le résultat de steam surchauffé à 4 bar g avec 16,9 degrés de surchauffe (442 K). (De plus amples détails sur la détermination de l’état aval sont donnés dans le Module 2.3 « Steam surchauffé ».)

Volume spécifique du steam surchauffé, 4 bar g, 442 K = 0,391 8 m3 / kg (d’après la table de vapeur). Il est nécessaire de vérifier si cette vitesse est inférieure à 0,5 Mach, la limite imposée aux vitesses de sortie des valves pour le steam surchauffé.

La vitesse du son (Mach 1) peut être calculée à partir de l’équation 6.4.2. Une valeur de 1,3 est choisie pour l’exposant isentropique « γ » car le steam dans la sortie de la valve est surchauffé.

R est la constante des gaz pour le steam 0,461 5 kJ/kg

T est la température absolue de 442 K

Par conséquent, la vitesse du son dans la sortie de la valve : Comme le steam est surchauffé dans la sortie de la valve, le critère de 0,5 Mach est utilisé pour déterminer si la valve sera bruyante.

0,5 x 515 = 257,5 m/s

Comme la vitesse attendue est de 289 m/s et dépasse la limite de 257,5 m/s, la valve DN25 ne conviendrait pas pour cette application si le bruit est un problème.

Considérons la valve de taille supérieure suivante, une DN32 (mais avec une garniture de 25 mm). La surface de sortie de cette valve est de 0,000 8 m2 (voir Tableau 6.4.1). La valve à corps DN32 conviendra car la vitesse de sortie est inférieure à 0,5 Mach autorisé pour le steam surchauffé.

La même procédure peut être utilisée pour déterminer les conditions du steam aval pour d’autres conditions amont. Par exemple, si le steam amont est connu comme étant humide, la condition aval peut être humide, sec saturé ou surchauffé, selon la chute de pression. La vitesse de sortie admissible dépendra de l’état du steam aval comme indiqué précédemment dans cette section, et observé dans l’Exemple 6.4.2.

Érosion Un autre problème est la possibilité d’érosion dans le corps de la valve causée par une vitesse excessive dans la sortie de la valve. Dans l’Exemple 6.4.1, en raison de l’effet de séchage et de surchauffe de la chute de pression de 12 bar g à 4 bar g, le steam est à l’état gazeux sec contenant absolument aucune humidité, et l’érosion ne devrait pas être un problème.

En simplifiant, si l’on peut garantir que le steam quittant une control valve est surchauffé, alors 250 m/s est une limite appropriée à imposer à la vitesse de sortie.

Parfois, lorsque du steam saturé est fourni à une control valve, il transportera une certaine quantité d’eau et le steam peut être, par exemple, à 97% ou 98% sec. S’il vient de passer à travers un séparateur correctement conçu, il sera proche de 100% sec, comme dans l’Exemple 6.4.1.

Avec plus qu’une petite chute de pression et du steam humide, le steam sera probablement séché jusqu’au point de saturation ou même légèrement surchauffé.

Si le steam d’alimentation est sec et/ou la valve rencontre une chute de pression assez importante (comme dans l’Exemple 6.4.1), le steam sera davantage surchauffé. Équations de dimensionnement des control valves Les control valves ne sont pas aussi efficaces que les buses pour convertir la chaleur en énergie cinétique. Le chemin suivi par le steam à travers l’entrée de la valve, le col et la sortie de la valve est relativement tortueux.

Dans une control valve, beaucoup plus d’énergie est perdue par friction que dans une buse, et, parce que…

• La surface de sortie du corps de la valve ne correspond probablement pas aux conditions de pression aval.

• La relation entre la position du clapet et le siège change continuellement.

… des turbulences sont toujours susceptibles d’être présentes dans la sortie de la valve.

Il semble que les control valves de types différents puissent apparemment atteindre des conditions d’écoulement critique à des chutes de pression différentes de celles citées ci-dessus pour les buses. Des passages d’écoulement restreints à travers le siège d’une valve et du côté aval du col peuvent signifier que les débits maximaux ne peuvent être atteints qu’avec des chutes de pression quelque peu plus importantes. Une valve à boisseau sphérique ou une valve papillon peut être formée de telle sorte qu’une certaine récupération de pression est obtenue en aval du col, de sorte que les conditions d’écoulement maximal sont atteintes avec une chute de pression globale plutôt moindre que prévu.

Des équations de dimensionnement de valve complexes peuvent être utilisées pour prendre en compte ces critères et d’autres, et il existe plus d’une norme incorporant de telles équations.

Une de ces normes est l’IEC 60534. Malheureusement, les calculs sont si compliqués qu’ils ne peuvent être utilisés que par un logiciel informatique ; le calcul manuel serait fastidieux et lent.

Néanmoins, lors du dimensionnement d’une control valve pour une application de processus critique, un tel logiciel est indispensable. Par exemple, l’IEC 60534 est conçue pour calculer d’autres symptômes tels que les niveaux de bruit générés par les control valves, qui sont soumises à des chutes de pression élevées. Les fabricants de control valves auront généralement un logiciel informatique de dimensionnement et de sélection complétant leur propre gamme de valves.

Cependant, une équation simple de dimensionnement de valve de steam, telle que celle montrée dans l’Équation 3.21.2 pour le steam saturé, est parfaitement adéquate pour la grande majorité des applications de steam avec des vannes à soupape.

De plus, si l’on considère que la pression critique se produit à 58% de la pression absolue amont, une vanne à soupape a peu de chances d’être sous-dimensionnée.

Pour simplifier, le reste de ce module suppose que la pression critique pour le steam saturé se produit à 58% de la pression absolue amont.

Par exemple, si la pression en amont d’une control valve est de 10 bar a, le débit maximal à travers la valve se produit lorsque la pression aval est :

10 bar a x 58% = 5,8 bar a

De même, la chute de pression critique est de 42% de la pression amont, soit un rapport de chute de pression de 0,42. Comme indiqué dans le texte précédent, une fois cette pression aval atteinte, toute augmentation supplémentaire de la chute de pression n’entraîne pas d’augmentation du débit massique.

Cet effet peut être observé à la Figure 6.4.6 montrant comment, dans le cas d’une vanne à soupape, le débit augmente avec la baisse de la pression aval jusqu’à ce que la chute de pression critique soit atteinte. Le dimensionnement d’une control valve pour un échangeur de chaleur à steam est un compromis entre :

Une chute de pression plus petite qui minimisera la taille (et peut-être le coût) de l’échangeur de chaleur.
Une chute de pression plus grande qui permet à la valve d’appliquer une commande efficace et précise de la pression et du débit sur la majeure partie de sa course.

Procédure de dimensionnement simple pour les vannes à soupape en service de steam L’écoulement et la détente du steam à travers une control valve sont un processus complexe. Il existe une variété de formules de dimensionnement très complexes disponibles, mais une approche pragmatique, basée sur le « meilleur ajustement » d’une courbe mathématique aux résultats empiriques, est montrée dans l’Équation 3.21.2 pour les vannes à soupape étranglant du steam saturé. L’avantage de cette formule relativement simple est qu’elle peut être utilisée à l’aide d’une simple calculatrice. Elle suppose que la chute de pression critique se produit à 58% de la pression amont. Remarque : Si l’Équation 3.21.2 est utilisée lorsque P2 est inférieur à la pression critique, alors le terme entre parenthèses (0,42 - x) devient négatif. Celui-ci est alors pris comme zéro et la fonction sous le signe racine carrée devient l’unité, et l’équation est simplifiée comme montrée dans l’Équation 6.4.3. Alternativement, des abaques de dimensionnement de valve ou des abaques Kv peuvent être utilisés.

Terminologie Normalement, la valeur de pleine course de la valve sera indiquée en utilisant le terme Kvs, ainsi : Kvr = Valeur réelle requise pour une application

Kvs = Capacité de pleine course indiquée pour une valve particulière

Les fabricants donnent les valeurs Kvs de course maximale pour leur gamme de valves. Par conséquent, la valeur Kv n’est pas seulement utilisée pour dimensionner les valves mais aussi comme moyen de comparer la capacité des types et marques de valves alternatifs. La comparaison de deux valves DN15 de sources différentes montre que la valve « A » a un Kvs de 10 et la valve « B » un Kvs de 8. La valve « A » donnera un débit plus élevé pour la même chute de pression.

Synthèse des informations pour le dimensionnement des valves de steam Certaines informations minimales sont nécessaires pour déterminer la taille correcte de la valve :

• La pression de l’alimentation en steam doit être connue.

• La pression de steam dans l’échangeur de chaleur pour satisfaire la charge thermique maximale doit être connue.

La différence entre les critères ci-dessus définit la pression différentielle à travers la valve à sa condition de pleine charge.

• La puissance thermique de l’équipement doit être connue, ainsi que l’enthalpie de vaporisation (hfg) à la pression de fonctionnement dans l’échangeur de chaleur. Ces facteurs sont nécessaires pour déterminer le débit massique de steam.

Exemple 6.4.2 Une control valve est requise pour l’application montrée à la Figure 6.4.7.

Le fabricant de l’échangeur de chaleur à tubes et calandre spécifie qu’une pression de steam de 5 bar absolu est requise dans le faisceau de tubes pour satisfaire une demande de processus de 500 kW. Du steam humide, à une sécheresse de 0,96 et 10 bar a, est disponible en amont de la control valve. L’enthalpie de vaporisation (hfg) à 5 bar a est de 2 108,23 kJ/kg. Déterminer le débit de steam Premièrement, il est nécessaire de déterminer l’état du steam pour la condition aval de 5 bar a. En entrant du steam humide à 10 bar a et 0,96 de sécheresse dans la table de steam humide du site web Spirax Sarco, on peut voir que la chaleur totale (hg) contenue dans le steam humide à 10 bar est de 2 697,15 kJ/kg.

La pression de conception de l’échangeur de chaleur est de 5 bar a, et la chaleur totale dans le steam sec saturé à cette pression est de 2 748,65 kJ/kg (d’après la table de vapeur).

La chaleur totale dans le steam à 10 bar (en raison de son « humidité ») est inférieure à la chaleur totale dans le steam saturé à 5 bar, et donc le steam à pression plus basse ne contiendra pas assez de chaleur pour être totalement sec. La fraction de sécheresse du steam à pression plus basse est le quotient des deux valeurs de chaleur totale.

Fraction de sécheresse du steam à 5 bar a = 2 697,15/2 748,65

= 0,98

L’énergie disponible pour le transfert de chaleur à 5 bar a = 0,98 x hfg à 5 bar a

= 0,98 x 2108,23 kJ/kg

= 2 066 kJ/kg Le débit de steam peut maintenant être déterminé à partir de l’Équation 2.8.1, où hfg est l’enthalpie de vaporisation disponible après prise en compte du steam humide. Déterminer le rapport de chute de pression (χ) à pleine charge Déterminer le Kvr requis

Le rapport de chute de pression à pleine charge est supérieur à 0,42, donc les conditions critiques s’appliquent et l’Équation 6.4.3 peut être utilisée pour trouver le Kvr requis. Une control valve DN25 avec un Kvs de 10 est initialement sélectionnée. Un calcul peut maintenant être effectué pour déterminer si le bruit est un problème avec cette taille de valve passant du steam humide dans la sortie de la valve.

La vitesse du son dans la sortie de la valve :

La control valve DN25 sera donc inadaptée pour cette application où du steam humide traverse la sortie de la valve.

Une solution à ce problème est d’installer un corps de valve plus grand avec le même Kvs de 10 pour réduire la vitesse de sortie du steam humide. Consulter le Tableau 6.4.1 pour déterminer la taille minimale de la control valve avec une surface de sortie supérieure à 0,002 22 m2. On peut voir dans le Tableau 6.4.1 que la plus petite valve requise pour satisfaire la vitesse de sortie maximale de 40 m/s pour le steam humide est une valve DN65, ayant une surface de sortie de 0,003 32 m2.

Par conséquent, en raison du passage de steam humide à travers la sortie de la valve, la taille de la control valve augmenterait de, dans ce cas, un DN25 (1”) à un DN65 (2½”).

Une meilleure solution pourrait être d’installer un séparateur avant la control valve. Cela permettra d’utiliser la plus petite control valve DN25, et est préférable car :

Elle donnera une meilleure régulation car elle est plus adaptée pour gérer les variations de charge de steam.
Elle garantira que du steam sec traverse la control valve, réduisant ainsi la propension à l’érosion au siège de la valve et à la sortie de la valve.
Elle assurera des performances optimales de l’échangeur de chaleur, car la surface de chauffage n’est pas isolée thermiquement par l’humidité du steam humide.
Le coût de la plus petite valve et de son actionneur plus le séparateur sera probablement le même que celui de la plus grande valve avec un actionneur plus grand. Dimensionnement sur une chute de pression arbitraire Si la pression de fonctionnement de l’appareil n’est pas connue, il est parfois possible de faire un compromis.

Il convient de souligner que cette méthode ne devrait être utilisée qu’en dernier recours, et que tous les efforts devraient être faits pour déterminer les pressions de fonctionnement et le débit.

Dans ces circonstances, il est suggéré de sélectionner la control valve en utilisant une chute de pression de 10% à 20% de la pression amont. De cette manière, la control valve sélectionnée sera très probablement surdimensionnée.

Pour aider dans cette situation, une valve à pourcentage égal donnera de meilleures performances opérationnelles qu’une valve linéaire (ceci est discuté plus en détail dans le Module 6.5 « Caractéristiques des control valves »).

Le dimensionnement sur une chute de pression arbitraire n’est pas recommandé pour les applications critiques.

Plus la chute de pression est élevée, mieux c’est ? Il est généralement préférable de dimensionner une valve de steam avec une chute de pression critique se produisant à travers la control valve à pleine charge. Cela aide à réduire la taille et le coût de la control valve.

Cependant, les conditions d’application peuvent ne pas le permettre.

Par exemple, si la pression de fonctionnement de l’échangeur de chaleur est de 4,5 bar a, et que la pression de steam disponible maximale n’est que de 5 bar a, la valve ne peut être dimensionnée que sur une chute de pression de 10% ([5 – 4,5]/5) = 0,1. Dans cette situation, le dimensionnement sur une chute de pression critique aurait réduit indûment la taille de la control valve, et l’échangeur de chaleur serait privé de steam.

S’il est impossible d’augmenter la pression d’alimentation en steam, une solution est d’installer un échangeur de chaleur plus grand fonctionnant à une pression plus basse. De cette manière, la chute de pression augmentera à travers la control valve.

Cela pourrait résulter en une valve plus petite mais, malheureusement, un échangeur de chaleur plus grand, car la pression (et la température) de fonctionnement de l’échangeur de chaleur est maintenant plus basse.

Cependant, un échangeur de chaleur plus grand fonctionnant à une pression plus basse présente certains avantages :

Il y a moins de tendance à l’entartrage et au colmatage des surfaces de chauffage car la température de steam requise est plus basse.
Moins de flash steam est produit dans le système de condensate, entraînant moins de contre-pression dans les tuyauteries de retour de condensate. Il est important d’équilibrer le coût de la valve et de l’échangeur de chaleur, la capacité de la valve à commander correctement, et les effets sur le reste du système, comme expliqué précédemment.

Sur les systèmes de steam, les valves à pourcentage égal seront généralement un meilleur choix que les valves linéaires, car les faibles chutes de pression auront moins d’effet sur leurs performances opérationnelles.

Types d’échangeurs de chaleur chauffés au steam ****Ce sujet dépasse la portée de ce module, mais il est utile de jeter un bref coup d’oeil aux deux principaux types d’échangeurs de chaleur utilisés pour le chauffage au steam et les applications de processus.

L’échangeur de chaleur à tubes et calandre Traditionnellement, l’échangeur de chaleur à tubes et calandre a été utilisé pour de nombreuses applications de chauffage au steam et de processus à travers un large éventail d’industries. Il est robuste et souvent « surdimensionné » pour le travail. Il a tendance à avoir une masse intrinsèquement élevée et une grande hystérésis thermique, ce qui peut le rendre encombrant pour certaines applications critiques.

Les échangeurs de chaleur à tubes et calandre sont souvent très surdimensionnés lors de l’installation initiale, principalement en raison des grands facteurs de salissure appliqués au calcul. Ils ont tendance à avoir une faible vitesse de steam dans le tube à steam, ce qui réduit :

• La turbulence.

• La contrainte de cisaillement entre le steam en circulation et la paroi du tube.

• Le transfert de chaleur.

Une faible contrainte de cisaillement tend également à ne pas nettoyer les surfaces des tubes ; par conséquent, des facteurs de salissure élevés sont généralement appliqués lors de la phase de conception, entraînant un surdimensionnement. En raison du surdimensionnement, la pression de steam réelle après installation est souvent bien inférieure à celle prédite. Si cela n’est pas anticipé, le purgeur de steam peut ne pas être correctement dimensionné et les tubes à steam peuvent se remplir de condensate, provoquant une commande erratique et des performances médiocres.

L’échangeur de chaleur à plaques (et châssis) Les échangeurs de chaleur à plaques constituent une alternative utile ; étant relativement petits et légers, ils ont une faible masse et répondent extrêmement rapidement aux variations de charge thermique.

Lorsqu’ils sont correctement conçus, ils ont tendance à ne pas s’encrasser, mais s’ils le font, ils sont facilement démontés, nettoyés et remis en service. Comparés aux échangeurs à tubes et calandre, ils peuvent fonctionner à des pressions plus basses pour la même application, mais en raison de leurs caractéristiques de transfert de chaleur élevées et d’un moindre besoin de surdimensionnement, ils restent plus petits et moins coûteux qu’un échangeur à tubes et calandre comparable.

Les échangeurs de chaleur à plaques (lorsqu’ils sont correctement conçus pour utiliser du steam) sont donc plus adaptés économiquement aux chutes de pression élevées à travers les control valves que leurs homologues à tubes et calandre. Cela peut donner l’avantage de control valves plus petites et moins coûteuses, tout en minimisant le coût de l’échangeur de chaleur lui-même. En général, il est préférable de concevoir le système de sorte que l’échangeur à plaques fonctionne avec une chute de pression critique (ou la chute de pression la plus élevée possible) à travers la control valve à pleine charge.

Il faut souligner que tous les échangeurs de chaleur à plaques ne conviennent pas à l’utilisation avec du steam. Il est très facile d’acheter un échangeur de chaleur conçu pour l’utilisation liquide et de supposer à tort qu’il fonctionnera parfaitement lorsqu’il sera chauffé avec du steam. La sélection correcte pour le steam n’est pas seulement une question de compatibilité pression/température. Une expertise appropriée est disponible auprès de fabricants authentiques, et elle devrait toujours être recherchée lorsque le steam est la source d’énergie principale.

Exemples de dimensionnement de valves de steam à l’aide d’abaques Le « coefficient de débit » (Kvr) requis peut être déterminé de plusieurs manières, y compris par calcul à l’aide de l’Équation 3.21.2 ou de l’Équation 6.4.3 ou via un logiciel informatique. Une méthode alternative de dimensionnement simple de valve consiste à utiliser un abaque Kv, Figure 6.4.8. Quelques exemples de leur utilisation sont montrés ci-dessous :

Steam saturé

Exemple 6.4.3 - Application de chute de pression critique Demande de steam de l’échangeur de chaleur = 800 kg/h

Pression de steam en amont de la valve = 9 bar a

Pression de steam requise dans l’échangeur de chaleur = 4 bar a

Référence : abaque Kv de steam (Figure 6.4.8)

Tracer une ligne depuis 800 kg/h sur l’ordonnée du débit de steam.
Tracer une ligne horizontale depuis 9 bar sur l’ordonnée de pression d’entrée.
Au point où celle-ci croise la ligne de chute de pression critique (diagonale en haut à droite), tracer une ligne verticale vers le bas jusqu’à ce qu’elle croise la ligne horizontale de 800 kg/h.
Lire le Kv à ce point de croisement, soit Kvr 7,5 Exemple 6.4.4 - Une application sans chute de pression critique Demande de steam de l’échangeur de chaleur = 200 kg/h

Pression de steam en amont de la valve = 6 bar a

Pression de steam requise dans l’échangeur de chaleur = 5 bar a

Référence : abaque Kv de steam (Annexe 1)

Comme dans l’exemple 6.4.3, tracer une ligne depuis l’ordonnée du débit de steam de 200 kg/h, puis tracer une autre ligne depuis l’ordonnée de pression d’entrée de 6 bar jusqu’à la ligne de chute de pression de 1 bar.

Tracer une ligne verticale depuis le point d’intersection résultant jusqu’à l’horizontale de 200 kg/h et lire le Kv à ce point de croisement, soit Kvr 3,8

Exemple 6.4.5 - Trouver la chute de pression (ΔP) à travers la valve ayant une valeur Kvs connue Demande de steam de l’échangeur de chaleur = 3 000 kg/h

Pression de steam en amont de la valve = 10 bar a

Kvs de la valve à utiliser = 36

Référence : abaque Kv de steam (Annexe 1)

Tracer une ligne horizontale depuis 3 000 kg/h jusqu’à la ligne Kv 36. Tracer une ligne verticale vers le haut depuis cette intersection jusqu’à la ligne horizontale de 10 bar.

Lire la chute de pression à ce point de croisement, delta P = 1,6 bar.

Remarque : Dans les exemples, pour convertir la pression manométrique (bar g) en pression absolue (bar a), il suffit d’ajouter « 1 » à la pression manométrique, par exemple, 10 bar g = 11 bar a. Fig 6.4.8 Steam surchauffé ****Pour dimensionner une valve pour une utilisation avec du steam surchauffé, se référer à l’Exemple 6.4.6 et à l’abaque de steam surchauffé, Figure 6.4.9.

Exemple 6.4.6 L’exemple suivant montre comment utiliser l’abaque pour 100°C de surchauffe : suivre la ligne de débit de steam respective sur la gauche jusqu’à la ligne verticale qui représente 100°C de surchauffe, puis tracer une ligne horizontale comme d’habitude depuis l’intersection résultante. Ce faisant, le graphique introduit un facteur de correction pour la surchauffe et corrige la valeur Kv. Sélection d’une control valve pour le service de steam La section précédente a couvert la procédure de dimensionnement d’une control valve basée sur le débit qu’elle doit laisser passer et la chute de pression à travers la valve. À partir de ces données, la valeur Kvs de la control valve peut être obtenue. La référence à la documentation produit appropriée fournira les informations nécessaires pour sélectionner la taille de valve requise.

La sélection d’une control valve nécessite de prendre en compte plusieurs autres facteurs. Le matériau du corps doit être sélectionné en fonction de l’application. Les valves sont disponibles en fonte, fonte SG, bronze, acier, acier inoxydable et matériaux spéciaux pour des applications très particulières, par exemple l’acier titane.

La conception et le matériau de la control valve doivent être adaptés à la pression du système dans lequel elle sera installée. En Europe, la plupart des valves ont une pression nominale de corps, stipulée par les lettres « PN » qui signifient « Pression Nominale ». Cela se rapporte à la pression maximale (bar manométrique) que la valve peut supporter à une température de 120°C. Plus la température est élevée, plus la pression admissible est basse, résultant en un graphique pression/température typique comme montré à la Figure 6.4.10.

Il convient de noter que le type de matériau utilisé dans la fabrication de la control valve joue un rôle important dans le tableau pression/température. Les conditions limites typiques sont : Typiquement, la control valve ne peut pas être utilisée si les conditions pression/température se trouvent dans cette zone L’épaisseur de conception et les méthodes de joint du corps ont également un effet. Par exemple, une valve en fonte SG pourrait avoir une cote PN16 et peut également être disponible avec une conception légèrement différente, avec une cote PN25. Les réglementations locales ou nationales peuvent affecter les limites, tout comme le type de connexion utilisée.

Une liste de contrôle des principaux facteurs à prendre en compte lors de la sélection d’une control valve pour le service de steam comprend :

Débit massique ou débit volumétrique à considérer (typiquement maximum, normal ou minimum).
Fluide d’écoulement (cela peut affecter le type de matériau utilisé pour le corps de la valve et les composants internes).
Pression amont disponible à charges maximale, normale et minimale.
Pression aval pour charges maximale, normale et minimale.
Valeur Kv requise.
Chute de pression à travers la valve à charges maximale, normale et minimale.
Taille du corps de la valve.
Matériau du corps et cote de pression nominale.
Pression différentielle maximale pour la fermeture étanche.
Connexion requise. Quelles connexions de tuyauterie sont requises sur l’entrée et la sortie de la valve ? Connexions filetées ou à bride, et quel type de bride, par exemple, ASME, EN 1092 ou DIN ?
Température maximale du fluide traversant la valve.
Toute exigence spéciale, par exemple, variantes spéciales de garniture de presse-étoupe ; siège et clapet de valve durcis, sièges souples pour une fermeture étanche absolue ; et autres. Remarque : Les fabricants limitent les taux de fuite des control valves à des limites convenues et/ou ils sont parfois soumis à des normes nationales. Voir également le point 17.
Détails des exigences de commande de l’application. Ceci est expliqué plus en détail dans le Module 6.5. Brièvement, une application nécessitant une commande tout ou rien (complètement ouverte ou complètement fermée) peut nécessiter une caractéristique de valve adaptée à cet objectif, tandis qu’une application nécessitant une commande continue (tout degré d’ouverture ou de fermeture), pourrait fonctionner mieux avec un type différent de caractéristique de valve.
Méthode d’actionnement et type de commande à utiliser ; par exemple, auto-régulateur, électrique, pneumatique, électropneumatique.
Niveaux de bruit. Il est souvent exigé de maintenir le bruit en dessous de 85 dBA à 1 m du tuyau si des personnes doivent travailler sans protection dans la zone. Maintenir les mêmes dimensions internes tout en augmentant la taille des raccords peut y parvenir. (De nombreuses control valves offrent l’option de variantes de garniture réduite, alternativement des garnitures spéciales réductrices de bruit sont disponibles, et/ou un calorifugeage acoustique peut être appliqué à la valve et à la tuyauterie. Les valves pour les applications de processus critiques doivent être dimensionnées à l’aide d’un logiciel informatique utilisant la norme IEC 60534 ou un équivalent national.
Les chutes de pression, les tailles des corps de valve et les niveaux de bruit sont liés et doivent être considérés. Il est bonne pratique de maintenir la vitesse de steam aval dans le corps de valve typiquement en dessous de 150 m/s pour le steam saturé et 250 m/s pour le steam surchauffé. Cela peut être obtenu en augmentant la taille du corps de valve, ce qui réduira également la vitesse dans la sortie de la valve et la probabilité d’un bruit excessif. Il est possible d’envisager une vitesse de sortie de steam saturé de 150 m/s à 200 m/s si le steam est toujours garanti sec saturé à l’entrée de la valve. C’est parce que, dans ces circonstances, le steam quittant la control valve sera surchauffé en raison de l’effet de surchauffe de la réduction de la pression du steam sec saturé. Veuillez noter que ce sont des chiffres généraux, différentes normes citeront des directives différentes.
Fuite et isolation. Les control valves sont destinées à contrôler le débit plutôt qu’à isoler l’alimentation, et sont susceptibles de fuir légèrement lorsqu’elles sont complètement fermées. Les control valves seront fabriquées selon une norme relative à l’étanchéité de fermeture. En général, meilleure est la fermeture étanche, plus élevé est le coût de la valve. Pour les control valves de steam, un taux de fuite de 0,01% est parfaitement adéquat pour la plupart des applications.
1. Plage de débit. Habituellement exprimée sous forme de rapport entre le débit maximal attendu de l’application et le débit minimal contrôlable à travers une control valve.
2. Domaine de régulation. Habituellement exprimé sous forme de rapport entre le débit maximal contrôlable de la valve et le débit minimal contrôlable, entre lesquels les caractéristiques de la control valve sont maintenues. Typiquement, un domaine de régulation de 50:1 est acceptable pour les applications de steam.
3. Il serait erroné de terminer ce module sur les control valves sans mentionner le coût. Le type de valve, ses matériaux de construction, les variations de conception et les exigences spéciales entraîneront inévitablement des variations de coût. Pour une économie optimale, la valve sélectionnée doit être correcte pour cette application et non sur-spécifiée. Annexe 1 Abaque de dimensionnement de valves pour steam saturé Annexe 2 Abaque de dimensionnement de valves pour steam surchauffé