调节阀压差的确定.docx

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调节阀压差的确定

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调节阀压差的确定

调节阀压差的确定

一、概述

在化工过程控制系统中，带调节阀的控制回路随处可见。

在确定调节阀压差的过程中，必须考虑系统对调节阀操作性能的影响，否则，即使计算出的调节阀压差再精确，最终确定的调节阀也是无法满足过程控制要求的。

从自动控制的角度来讲，调节阀应该具有较大的压差。

这样选出来的调节阀，其实际工作性能比较接近试验工作性能（即理想工作性能），即调节阀的调节品质较好，过程容易控制。

但是，容易造成确定的调节阀压差偏大，最终选用的调节阀口径偏小。

一旦管系压降比计算值大或相当，调节阀就无法起到正常的调节作用。

实际操作中，出现调节阀已处于全开位置，所通过的流量达不到所期望的数值；或者通过调节阀的流量为正常流量值时，调节阀已处于90%开度附近，已处于通常调节阀开度上限，若负荷稍有提高，调节阀将很难起到调节作用。

这就是调节阀压差取值过大的结果。

从工艺系统的角度来讲，调节阀应该具有较小的压差。

这样选出来的调节阀，可以避免出现上述问题，或者调节阀处于泵或压缩机出口时能耗较低。

但是，这样做的结果往往是选用的调节阀口径偏大，由于调节阀压差在管系总压降中所占比例过小，调节阀的工作特性发生了严重畸变，调节阀的调节品质不好，过程难于控制。

实际操作中，出现通过调节阀的流量为正常流量值时，调节阀已处于10%开度附近，已处于通常调节阀的开度下限，若负荷稍有变化，调节阀将难以起到调节作用，这种情况在低负荷开车时尤为明显。

这就是调节阀压差取值过小的结果。

同时，调节阀口径偏大，既是调节阀能力的浪费，使调节阀费用增高；而且调节阀长期处于小开度运行，流体对阀芯和阀座的冲蚀作用严重，缩短调节阀的使用寿命。

正确确定调节阀的压差就是要解决好上述两方面的矛盾，使根据工艺条件所选出的调节阀能够满足过程控制要求，达到调节品质好、节能降耗又经济合理。

关于调节阀压差的确定，常见两种观点。

其一认为根据系统前后总压差估算就可以了；其二认为根据管系走向计算出调节阀前后压力即可计算出调节阀的压差。

这两种方法对于估算国内初步设计阶段的调节阀是可以的，但用于详细设计或施工图设计阶段的调节阀选型是错误的，常常造成所选的调节阀口径偏大或偏小的问题。

正确的做法是对调节阀所在管系进行水力学计算后，结合系统前后总压差，在不使调节阀工作特性发生畸变的压差范围内合理地确定调节阀压差。

有人会问，一般控制条件在流程确定之后即要提出，而管道专业的配管图往往滞后，而且配管时还需要调节阀的有关尺寸，怎样在提调节阀控制条件时先进行管系的水力学计算呢？

怎样进行管系的水力学计算，再结合系统前后总压差，最终在合理范围内确定调节阀压差，这就是本文要解决的问题。

二、调节阀的有关概念

为了让大家对调节阀压差确定过程有一个清楚的认识，我们需要重温一下与调节阀有关的一些基本概念。

1、调节阀的工作原理

如图1所示，根据柏努力方程，流体流经调节阀前后1-1和2-2截面间的能量守恒关系如下式所示。

由于H1=H2,U1=U2，则有：

在流体阻力计算时，还有：

则有：

则通过调节阀的流量为：

F------调节阀接管面积

K------调节阀阻力系数

由于F为定值，当P1-P2不变时，流量随K值变化，而K值是随调节阀的开度发生变化的。

因此调节阀是通过改变开度，使阻力系数K值发生变化，来达到调节流量目的的。

现令：

则有：

C值即仪表专业选阀时用到的一个重要参数，称为调节阀的流通能力。

其定义为调节阀全开，调节阀两端压差为1kg/cm2时，流经调节阀介质密度为1g/cm3流体的流量。

2、调节阀的理想流量特性

流体通过调节阀时，其相对流量和调节阀相对开度之间的关系，称为调节阀的流量特性。

其数学表达式为：

如图1所示仅以调节阀进出口为研究对象，使调节阀压差为定值时，得到的流量特性为理想流量特性。

1）直线流量特性

当调节阀单位相对开度变化引起的相对流量变化是一个常数时，称调节阀具有直线流量特性。

其数学表达式为：

其积分式为：

代入边界条件l=0时，Q=Qmin;l=lmax时,Q=Qmin。

得：

设：

则有：

R称为可调比，即调节阀可以调节的最大流量Qmax和可以调节的最小流量Qmin的比值。

Qmin不是调节阀关闭的泄漏量，它是可调流量的下限值，当流量低于此值时，调节阀无法保证调节精度。

一般Qmin=（2~4%）Qmax,而泄漏量仅为~%）Qmax。

直线流量特性的调节阀，其开度变化相同时，流量变化也是相同的。

一般调节阀，理想可调比R=30时，直线流量特性调节阀的相对流量随相对开度间的变化情况如图2中的直线

（1）所示。

2）等百分比流量特性

当调节阀单位相对开度变化引起的相对流量变化与此点的相对流量成正比时，称调节阀具有等百分比流量特性。

其数学表达式为：

积分后代入边界条件l=0时，Q=Qmin;l=lmax时,Q=Qmin。

得：

等百分比流量特性的调节阀，其开度变化百分比相同时，流量变化百分比也相同。

对于一般调节阀，理想可调比R=30时，等百分比流量特性调节阀的相对流量随相对开度间的变化情况如图2中的曲线

（2）所示。

3）快开流量特性

当调节阀单位相对开度变化引起的相对流量变化与此点的相对流量成反比时，称调节阀具有快开流量特性。

其数学表达式为：

积分后代入边界条件l=0时，Q=Qmin;l=lmax时,Q=Qmin。

得：

快开流量特性的调节阀，开度较小时，对应流量就比较大，在其开度范围内，随着开度增加，流量很快达到最大，开度再增加时，流量变化幅度很小以至于不变。

对于一般调节阀，理想可调比R=30时，快开流量特性调节阀的相对流量随相对开度间的变化情况如图2中的曲线（3）所示。

4）抛物线流量特性

当调节阀单位相对开度变化引起的相对流量变化与此点相对流量的平方根成正比时，称调节阀具有抛物线流量特性。

其数学表达式为：

积分后代入边界条件可得：

抛物线流量特性的调节阀，其开度变化时，流量介于直线流量特性和等百分比流量特性之间变化。

对于一般调节阀，理想可调比R=30时，抛物线流量特性调节阀的相对流量随相对开度间的变化情况如图2中的曲线（4）所示。

4）几种流量特性的比较

参见图2中的流量特性曲线，对于直线流量特性，相同的开度变化，流量变化ΔQ是相同的，那么在小流量时，ΔQ/Q操作点大，操作灵敏不易控制；大流量时，ΔQ/Q操作点小，操作平稳易于控制。

因此，直线流量特性调节阀适合于负荷变化小的场合。

对于等百分比流量特性，相同的开度变化，小开度时流量变化ΔQ小；大开

度时流量变化ΔQ大。

因此，等百分比流量特性调节阀适合于负荷变化大的场合。

对于快开流量特性，随开度变大，流量很快达到最大，开度再增加时，流量变化幅度很小以至于不变。

因此，快开流量特性调节阀不适合于调节流量，但适合于在双位控制或程控场合中使用。

抛物线流量特性，其特性曲线介于直线流量特性和等百分比流量特性之间，而且接近于等百分比流量特性。

因此常用等百分比流量特性调节阀来代替抛物线流量特性调节阀。

所以，我们经常用到的是直线流量特性调节阀和等百分比流量特性调节阀。

3、调节阀的实际流量特性

由于调节阀都是安装在管路上，在系统总压降一定的情况下，当流量发生变化时，管路压降在变化，调节阀压差也在发生变化。

因此调节阀压差变化时，得到的流量特性为实际流量特性。

1）串联管路调节阀的实际流量特性

对于如图3所示的调节阀与管路串联的系统，当调节阀上压差为ΔP1值并保持不变时，单就调节阀本身来说它具有理想流量特性。

由式（8）可得：

Cqk为调节阀全开时的流通能力，则：

对比式（9）则有：

将式（23）代入式（20），则得：

通过管道的流量可以用下式表示：

Cg为管道的流通能力

由于通过管系的流量是唯一的，因此有下式成立：

则有：

由于：

将式（27）代入式（28）得：

当调节阀全开时，调节阀上有最小压差，设最小压差为ΔP1m。

由于调节阀全开，此时有：

则由式（29）得：

则得：

令：

S为调节阀全开时，调节阀的压差与系统总阻力降的比值，称为调节阀的阻比，有的资料上称之为调节阀的阀权度。

则有：

将式（33）代入式（30），则得：

若以Qmax表示管道阻力为零时调节阀全开时的最大流量，则由式（21）和式（24）可得：

若以Q100表示有管道阻力时调节阀全开时的最大流量，则由式（24）和式（21）、式（32）得：

将式（34）代入式（36），则得：

式（35）为调节阀的实际流量与理想最大流量参比关系。

对于R=30的调节阀，当调节阀阻比发生变化时，其关系曲线如图4所示。

式（37）即为调节阀的实际流量特性，它不但和调节阀的相对开度有关，而且与调节阀的阻比S有关。

对于安装在实际管路中R=30的调节阀，当调节阀阻比发生变化时，其实际性能曲线的变化趋势如图5所示。

从图4和图5可见：

a）当调节阀阻比S=1时，即管道阻力为零，系统的总压降全部落在调节阀上，此时实际流量特性和理想流量特性是一致的。

b）随着调节阀阻比S的减小，即管道阻力增加，调节阀最大流量比管道阻力为零时理想最大流量要小，可调比在缩小。

c）随着调节阀阻比S的减小，实际流量特性偏离理想流量特性，S越小偏离程度越大。

d）从图4可见,随着调节阀阻比S的减小，直线流量特性趋向于快开流量特性，等百分比流量特性趋向于直线流量特性。

而且随着调节阀阻比S的减小，可调最小流量在升高，可调比在缩小。

因此，随着调节阀阻比S的减小，实际流量曲线偏离理想流量曲线，可调比在缩小，可调节范围在变窄。

反之则说明，为了保证调节阀具有较好的调节性能，调节阀要求有一定的压差。

在实际应用中，为保证调节阀具有较好的调节性能，避免调节阀实际特性发生畸变，一般希望调节阀阻比S≥。

根据图5和试验测试，调节阀阻比S对调节阀特性的影响结果如下表所示：

阻比S

1~

~

<

调节阀

理想特性

直线

等百

分比

直线

等百

分比

直线

等百

分比

调节阀

实际特性

接近

直线

等百

分比

近似

直线

等百

分比

快开

直线

调节性能

好

较好

很差，不适宜调节

所以，综合兼顾控制和工艺两方面要求，一般S=~。

特殊情况下：

a）高压减至低压时，S很容易在以上。

虽然S越大越好，但有时压差很大，容易造成调节阀冲蚀或流体已呈阻塞流，此时可在调节阀前增设一减压孔板，使部分压差消耗在孔板上。

孔板上分担的压差可和自控专业协商确定。

b）稍高压力减至低压或物料自流的场合，要使S在以上有时有困难。

此时可想办法降低管路阻力，如：

放大管径、改变设备布置以缩短管道长度或增加位差、减少弯头等措施，一定要确保S≥。

c）低压经由泵至高压的场合，为了降低能耗，要求至少S≥。

但为获得较好的调节阀品质，建议S≥。

d）气体管路由于阻力降很小，S很容易在以上。

但在低压和真空系统中，由于容许压力降较小，要求S≥。

2）并联管路调节阀的实际流量特性

对于如图6所示的调节阀与管路并联的系统，压差ΔP为定值。

因此总管流量Q有如下关系：

设：

则：

由式（21）和上式可得：

由式（38）可得：

则式（25）、式（41）和（42）得：

可以得出：

由式（24）和式（38）得：

由式（41）、式（43）和式（44）得：

这就是并联管路调节阀的实际流量特性，对于不同的x，实际性能曲线的变化趋势如图7所示。

从图7可见：

a）当x=1时，即旁路关闭，实际流量特性和理想流量特性是一致的。

b）随着x逐渐减小，即旁路逐渐开大，通过旁路的流量逐渐增加，实际流量

特性起点在上移，可调比在缩小，但流量特性曲线形状基本不变。

在实际应用中，为保证调节阀有一定的可调，即具有比较好的调节性能，一般希望调节阀阻比x≥,最好x≥。

这种调节阀和管路并联的情况在实际工程中并不多见，但对于一些需要保持系统有一个最低流量，负荷变化不大（即调节比较小）的场合，为防止仪表故障时最低流量得不到保证，可以采用调节阀和管路并联。

另外，当所选的调节阀偏小，作为一种补救措施；或者装置有扩容能力，但调节阀已不能满足要求时。

可将调节阀的旁路稍开，使调节阀达到所期望的调节目的。

此时，先关闭调节阀主管路，通过阀后总管上的流量计来标定旁路阀的开度。

4、调节阀的可调比

1）理想可调比R

由式（12）知可调比R为调节阀可以调节的最大流量Qmax和可以调节的最小流量Qmin的比值。

即：

由于：

则：

2）串联管路调节阀的实际可调比RS

对于如图3所示的调节阀与管路串联的系统，调节阀全开时，最大流量Qmax对应最小的调节阀压差ΔP1m；调节阀全关时，最小流量Qmin对应最大的调节阀压差ΔP1max。

则调节阀的实际可调比RS有：

由式（7）知，C值与接管面积和调节阀的阻力系数有关，接管面积为定值；而阻力系数仅与阀门开度有关，开度一定对应的阻力系数也是定值。

所以，无论调节阀处于理想管系还是实际管系，Cmax和Cmin是定值，则由式（46）和（47）得：

当通过调节阀的流量最小时，调节阀几乎全关，管路阻力降趋于0，调节阀的最大压差ΔP1max趋于系统总压降ΔP，因此：

上式说明，串联管路调节阀的实际可调比RS与理想可调比R和阻比S有关。

阻比S越小,实际可调比越小。

因此，为保证一定的可调比，调节阀的阻比S要适当，不能使阻比S过小。

国产的调节阀，理想可调比R=30。

但考虑到选用调节阀时圆整口径以及对C值的圆整和放大，一般取R=10。

即使如此，在调节阀与管路串联的系统中，当S=时，RS仍为。

而一般工艺过程中，Qmin=30%Qnor，Qmax=125%Qnor，RS不过。

因此，只要S≥是可以满足要求的，只要阻比S不是太小或对可调比要求太高，可不必验算实际可调比。

当要求的可调比较大时，调节阀满足不了工艺要求，此时，可采用提高调节阀阻比S，或采用大小两个调节阀并联工作的分程调节系统。

3）并联管路调节阀的实际可调比

对于如图6所示的调节阀与管路并联的系统，调节阀的实际可调比RS为：

则：

由于：

则：

将式（39）代入上式得：

由于R>>1,则：

上式说明，并联管路调节阀的实际可调比RS与调节阀的理想可调比R无关，只和总管最大流量与旁路流量有关。

三、调节阀压差的确定

我们经常遇到的是如图3所示处于串联管路中的调节阀。

通过前面对调节阀实际特性和可调比等的演算和分析，可以看出影响调节阀调节性能的关键参数是调节阀全开通过最大流量时，调节阀前后的最小压差ΔP1m。

所以ΔP1m即为我们要确定的调节阀压差。

如图8所示的系统，根据柏努力方程，流体自1-1到2-2截面间的能量守恒关系式为：

式中hf为1-1到2-2截面间管路上的阻力降，包括直管阻力降、局部阻力降和设备阻力降等。

上式即为总推动力=管系总阻力，总推动力=Pa-Pb+h，管系总阻力ΔP=ΔP1m+hf。

由上式可得：

又由式（32）及调节阀阻比S=~得：

由式（56）可以计算出ΔP1m=（~）hf。

即调节阀的压差应为管路阻力降的到倍。

式（55）和式（56）就是调节阀压差的计算公式及核算式。

用法为先由式（55）计算出调节阀的压差，再由式（56）进行核算。

只有同时满足式（55）和式（56）的要求时，计算出的调节阀压差才可以作为调节阀的选型依据。

但是，从式（55）可见，当计算ΔP1m时，需先计算出管道阻力降hf，管道阻力降是通过管系的水力学计算求出的。

通常控制条件在流程确定之后即要提出，而管道专业的配管图是在接到控制专业返回的调节阀条件后才可以最终绘制出来的，怎样在提调节阀控制条件时先进行管系的水力学计算呢？

一般首先根据工艺流程图和控制要求规划出调节阀的大致位置，再结合设备布置图构想出管系的走向图，根据此图进行管系的水力学计算求出管道阻力降hf。

管道专业的配管图应尽量接近先前构想的管系走向图来设置，即使最终的配管图与构想的管系走向图有出入，仅仅引起管线长度和弯头数量的有限变化，对管道的阻力降和调节阀压差计算影响不大，更何况调节阀的压差可在一定范围内取值。

为了安全起见，计算出的管道阻力降应考虑15~20%的裕量。

对于低压系统和高粘度物料，为了确保设计无误，最终的配管图出来以后要对管道阻力降进行核算，因为管线长度和弯头数量变化对管道阻力降的影响比较大。

一旦发现调节阀压差确定的有问题，应及时进行调整。

另外，由于调节阀前后多有大小头和相应的变径管线，上述规划的管系走向图中还无法将他们考虑完全，因此根据式（55）计算出调节阀压差ΔP1m后，实际调节阀压差取值可稍比计算值为小。

当管路阻力降大时，两者差值大一些；反之则差值小一些或直接取计算值。

实际工程中，我们遇到的系统与图8所示的情况不尽相同，在应用式（55）和式（56）时，可按下述方法进行灵活处理。

1、低压经由泵至高压的工况

如图9所示，在这种情况下，往往泵的扬程需和调节阀压差同时确定。

此时可先由式（56）确定调节阀压差，再由式（55）求出泵的扬程。

则式（56）变为：

若H表示泵的扬程，则式（55）应变为：

在这种场合下，为了降低能耗，调节阀的阻比可以要求为S≥。

但当流量小、扬程低，泵的轴功率较小时，为获得较好的调节阀品质，建议S≥。

同时，由于根据泵样本选的泵扬程一般比所需扬程要高，当出现这种情况时，应先定出泵的扬程，扣除扬程裕量后，再反算调节阀压差。

2、工艺条件有波动的工况

一般来说，工艺条件是相对稳定的，它容许在一定的范围内波动。

如图9所示，由于Pa、Pb及前后设备的液位可能出现最高、正常和最低值，这样就可能出现多种操作条件。

但仔细研究可以发现，当Pa最小、前设备液位最低，而Pb最大、后设备液位最高时，调节阀压差最小，所需泵扬程最高。

此时应在这种条件下确定调节阀压差和泵的扬程。

又比如说锅炉给水系统的调节阀，因为锅炉产汽压力经常波动，会影响到调节阀阻比下降，此时在考虑调节阀压差时应增加系统设备静压的5~10%作为调节阀压差的裕量，即在利用式（56）进行调节阀阻比核算时用下式进行。

3、

高压减至低压的工况

这种工况时，调节阀阻比S一般很大。

虽然S越大越好，但有时压差很大，容易造成调节阀冲蚀或流体已呈阻塞流，此时可在调节阀前增设减压孔板，使部分压差消耗在孔板上。

孔板上分担的压差可和自控专业协商确定，以调节阀压差不高于调节阀的容许压差为宜。

4、稍高压力减至低压或物料自流的工况

这种工况时，满足式（55）的调节阀压差，可能满足不了式（56）的要求。

此时可想办法降低管路阻力，如：

放大管径、改变设备布置以缩短管道长度或增加位差、减少局部阻力降等措施，一定要确保S≥。

5、输送气体介质的工况

气体管路由于阻力降很小，调节阀阻比S一般都很大。

例如，热媒为饱和蒸汽的加热器，其进口蒸汽管线上的调节阀，为了避免蒸汽能量过多地损耗在调节阀上，也为了避免蒸汽过热度太高影响传热效果，一般凭经验取调节阀压差ΔP1m=~。

虽然压差不大，但由于调节阀前后管路上阻力降很小，调节阀阻比S还是可以满足调节要求的。

当蒸汽压力较高，而需要在较低压力下冷凝时，可取90%的蒸汽压力减去冷凝压力为调节阀的压差，但为防止压差过大引起的系统震动，要求调节阀压差≤1/2蒸汽压力。

对于低压和真空系统，由于管路容许压力降较小，要求S≥。

另外需强调一点，上述调节阀压差ΔP1m对应的是通过调节阀的最大流量Qmax。

当工艺过程对最大流量有要求时，通过调节阀的最大流量Qmax应为工艺过程可能出现的最大流量；当工艺过程对最大流量没有要求时，通过调节阀的最大流量Qmax一般取为正常流量的倍。

四、举例

在我们刚刚完成并已开车成功的某精细化工中试装置中，共有调节回路64个，确定调节阀压差时正是重视了上述提到的诸多问题，使调节回路投运后皆能满足工艺过程的要求，现举几个具有代表性的例子来进一步说明调节阀压差的确定方法。

例1：

如图10所示的工艺流程及操作条件，试确定调节阀的压差。

解：

1）首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向如图11所示。

2）根据管系走向图及操作条件求管路压降。

由于沿途流量不等，需分段进行计算。

由1点到2点，Qnor=h,Qmax3/h。

根据图11和详细流程可计算出局部阻力的当量长度为；图11中直管长度为；则管总长度为，计算出管道阻力降为。

由2点到3点，Qnor=h,Qmax=。

根据图11和详细流程可计算出局部阻力的当量长度为；图11中直管长度为；则管总长度为，计算出管道阻力降为。

则1点到3点，管道总阻力降为：

++=。

取管道总阻力降为：

。

3）计算调节阀压差ΔP1m。

由式（55）得：

ΔP1m=MPa。

4）核算调节阀阻比S。

由式（56）得：

S=+=。

5）调节阀压差ΔP1m取值。

由于管路阻力降很小，考虑实际调节阀两头有大小头等因素，最终取调节阀压差ΔP1m=MPa。

例2：

如图12所示的工艺流程及操作条件，试确定调节阀的压差和泵的扬程。

分析：

由于泵出口分成了两条管路，首先泵的扬程必须同时满足两条管路的输送要求，因此根据系统计算结果要采用两个扬程中的高扬程者。

其次两条管路虽有联系，但为了保证调节效果，应将其看成独立的两个系统，自起点设备开始来分别核算调节阀的阻比S，使S值皆≥。

解：

1）首先根据工艺流程及设备布置图构想出管系走向，此处仅画出如图13所示的计算示意图。

2）根据管系走向图及操作条件求管路压降。

由于沿途流量不等，需分段进行计算。

由1点到2点，Qmax+=h。

根据管系走向图可计算管线总长度为80m，计算出管道阻力降为。

由2点到3点，h。

根据管系走向图可计算管线总长度为50m，计算出管道阻力降为。

由2点到4点，Qmax=h。

根据管系走向图可计算管线总长度为58m，计算出管道阻力降为。

考虑阻力降有15%的裕量，则：

由1点经由2点到3点，管道阻力降为：

（++）=。

由1点经由2点到4点，管道阻力降为：

（++）=。

3）取调节阀压差。

取调节阀阻比S=,则由式（56）得调节阀压差为：

LV阀ΔP1m=。

FV阀ΔP1m=。

4）确定泵的扬程。

由式（58）得泵扬程为：

由1点经由2点到3点，H=由1点经由2点到4点，H=为同时满足两条管路的输送要求，则泵的扬程应为。

考虑泵有10%的扬程裕量，扬程应为。

查泵产品样本，选用80m扬程的泵。

扣除10%的扬程裕量，可利用扬程应为80/=。

5）确定调节阀压差。

由4）知泵的扬程为。

则由式（55）计算出调节阀压差。

LV阀:

ΔP1m=。

考虑实际调节阀两头有大小头等，最终取调节阀压差ΔP1m=MPa。

FV阀：

ΔP1m=。

考虑实际调节阀两头有大小头等，最终取调节阀压差ΔP1m=MPa。

6）核算调节阀阻比S。

LV阀：

由于管路总阻力降为：

ΔP=MPa。

则调节阀阻比S==>,说明调节阀压差合适。

FV阀：

由于管路总阻力降为：

ΔP=MPa。

则调节阀阻比S==>,说明调节阀压差合适。

例3：

如图14所示的工艺流程及操作条件，试确定调节阀的压差和泵的扬程。

分析：

这是同一管路上有两套调节回路的情况，为了保证两台调节阀皆能起到很好的调节效果，核算一台调节阀时，应将另外一台调节阀视为阻力元件，将其阻力降纳入管路总阻力降中，来分别核算调节阀的阻比S，使S