JP2012180936A

JP2012180936A - プラントにおける電動弁の動作性能予測方法

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Publication number: JP2012180936A
Application number: JP2012116053A
Authority: JP
Inventors: Haruo Ito; 晴夫伊藤; Tomoaki Tsunoda; 智明角田
Original assignee: Japan Atomic Power Co Ltd; Nippon Gear Co Ltd
Current assignee: Japan Atomic Power Co Ltd; Nippon Gear Co Ltd
Priority date: 2012-05-21
Filing date: 2012-05-21
Publication date: 2012-09-20
Anticipated expiration: 2027-09-06
Also published as: JP5330568B2

Abstract

【課題】プラントに設置されている電動弁が、次回に動作する時、設計条件を満たす能力を発揮しうるか否かを予測する方法を提供する。
【解決手段】弁体４の開閉時において、弁体位置検出手段１８，１９によって得られる弁体４の特定位置における弁体駆動力検出センサ３８が検出した駆動力とそのときの流体圧力と、弁全閉時の前後の差圧に基づいて、今後の動作時において、制御流路に想定される圧力環境の基に、弁装置３の構造型式に応じた必要操作力計算式に当て嵌めて、現時点で得られる最大操作力を求め、この最大操作力と予め設計時に求めた設計操作力との差を、操作力の余裕度として求め、電動弁１の今後の動作時において、どの程度の期間、設計操作力を出し続けられるか否かを判定する。
【選択図】図２

Description

本発明は、原子力発電所等のプラントにおける電動弁の動作性能予測方法に関する。

原子力発電所等のプラント施設には、弁装置とそれを開閉駆動する動力部を一体化した電動弁が、数多く使用されている。

この電動弁における弁駆動部の操作力は、弁開閉に必要な操作力より、常に上回っていることを、保証しなければならない。

特に、原子力発電所等の緊急隔離や緊急開放の役割をもつ安全系の電動弁は、プラントに実装した後は、非常時の流体条件を満たす条件のもとに、実稼動試験をすることが不可能な電動弁である。

従来、電動弁を非常時に確実に動作させるための条件として、隔離弁においては、全開状態にある弁を全閉状態に閉じるための操作力を、また、開放弁においては、全閉状態にある弁を全開状態に開くための操作力を、緊急時の流体条件を最大とした設計条件に基づいて、弁の構造形式に対応した計算式により計算される値とされている。

即ち、電動弁における弁操作に必要となるトルクは、弁の詳細な形状データと流体圧力条件、及び可動部の摩擦係数等の多くの不確定な係数を用いた演算により算出されている。

このための計算式には、従来から周知の火力発電等の一般火力用弁（非特許文献１の７８頁に記載されている）に採用されている一般火力用弁モデルにおけるものと、非特許文献１の７８、７９頁に記載されている、原子力用弁において、開時の引抜き力を考慮した計算式を用いる。

弁を閉じる時の必要操作力Ｆ_c
Ｆ_c＝Ｆ₁+Ｆ₂+Ｆ₃ （Ｎ） ……(1_c)
Ｆ₁ ：弁体・弁座面の摺動抵抗力（非特許文献１ではＴ₁）
Ｆ₂ ：弁棒押上力（非特許文献１ではＴ ₃）
Ｆ₃ ：パッキン摺動抵抗力（非特許文献１ではＴ₄）

弁を開くときの必要操作力Ｆ_o
Ｆ_o＝_max(Ｆ₁、Ｆ₄)−Ｆ₂＋Ｆ₃＋Ｆ₅＋Ｆ₆ （Ｎ） ……(1_o)
Ｆ₄ ：モータの慣性による弁体の食い込み抵抗力
（非特許文献１ではＴ₂）
Ｆ₅ ：弁棒が熱膨張することによる弁体の食い込み抵抗力
（非特許文献１ではＴ₅）
Ｆ₆ ：弁箱内に圧力がこもることによる抵抗力
（非特許文献１ではＴ₆）

図１７は、弁の構造形式を仕切弁とした模式図であり、操作力の算出は、以下のような計算式に基づいて行われる。

仕切弁０１における弁体０２は、流路０３における流入口０４と流出口０５の間に、弁箱０６の中で、流路０３に直交して上下する弁棒０７に連動して、流路０３を全閉したり全開したりする。

弁棒０７は、弁箱０６と弁棒０７の摺動部をシールするグランドパッキン０８に摺接して上下し、弁棒０７の上下移動に際して、摺動抵抗力Ｆ_R（＝Ｆ₃）を生じている。

なお、グランドパッキン０８の摺動抵抗力Ｆ_Rの計算式は、次のようになる。
Ｆ_R（＝Ｆ₃）＝Ｋ×π×ｄ₂×Ｎ×ｈ×Ｐ₀
ここで、Ｋ：グランドパッキンの摩擦係数
ｄ₂：弁棒径（ｍ）
Ｎ：パッキン有効リング数
(圧縮後の相当リング数)
ｈ：パッキン1リング高さ（ｍ）
Ｐ₀ ：パッキン締付面圧（Ｐａ）
また、弁

棒０７には、弁箱０６に加わる流体圧力Ｐ₃と、弁棒０７の径ｄ ₁ に応じて、弁箱０６の中から外に向かう推力Ｆ_P（＝Ｆ₂）が生じている。

さらに、弁体０２には、弁体０２の構造に固有の係数ｋと、弁差圧ΔＰに応じて、弁体０２を動かすのに要する駆動力Ｆ_ΔP（＝Ｆ ₁）が生じている。

なお、固有の係数ｋは、弁座当り面の外径ｄ₂と、弁座シート面０９の摩擦係数μとに関連するので、その係数ｋは、弁座当り面の面積Ｄ₂と摩擦係数μの積で表される。
ｋ＝Ｄ₂×μ

よって、駆動力Ｆ_ΔPは、係数ｋと弁差圧ΔＰの積で表される。
Ｆ_ΔP＝ｋ×ΔＰ（Ｎ）

仕切弁０１を閉じるときの操作力Ｆ_cは、上記弁棒０７の摺動抵抗力Ｆ_Rに抗する成分と、弁棒０７の推力Ｆ_Pに抗する成分と、弁体０２の駆動力Ｆ_ΔPに抗する成分の合計で表される。
Ｆ_c＝Ｆ_R＋Ｆ_P＋Ｆ_ΔP …………………………（１_C）
また、Ｆ_R＝Ｆ ₃、Ｆ_P＝Ｆ₂、Ｆ ₁＝Ｆ_ΔPとして、
Ｆ_c＝Ｆ₁＋Ｆ₂＋Ｆ₃ …………………………（１_C）
として、表すことができる。

・Ｆ ₁ ＝Ｆ _ΔP：締切時の摺動抵抗力を計算したものである（経時的に変動するパラメータ）。
Ｆ₁＝（π／４）×Ｄ２ ² ×μ×ΔＰ＝ｋ×ΔＰ（Ｎ）
ここで、Ｄ₂ ：弁座当り面外径（ｍ）
ΔＰ：弁差圧（Ｐａ）
μ ：シート面の摩擦係数

・Ｆ₂＝Ｆ_P
：弁棒押上げ力
弁捧０７は、内圧Ｐによって、弁箱０６の内部から大気に押し出されるピストンの如き力を受ける。この力、すなわち弁棒０７を弁箱０６の内部の圧力Ｐに打ち勝って押し込むための加重である。
Ｆ₂＝（π／４）×ｄ２²×Ｐ（Ｎ）
ここで、ｄ₂ ：弁棒径（ｍ）
Ｐ：弁内圧（Ｐａ）
・

Ｆ₃＝Ｆ _R：グランドパッキンの摺動抵抗力Ｆ_R （経時的に変動するパラメータ）
なお、グランドパッキン０８の摺動抵抗力Ｆ_Rの計算式は、次のようになる。
Ｆ_R（＝Ｆ₃）＝Ｋ×π×ｄ₂×Ｎ×ｈ×Ｐ₀ （Ｎ）
ここで、Ｋ：グランドパッキンの摩擦係数
ｄ₂：弁棒径（ｍ）
Ｎ：パッキン有効リング数
(圧縮後の相当リング数)
ｈ：パッキン1リング高さ（ｍ）
Ｐ₀ ：パッキン締付面圧（Ｐａ）

従来は、上記（１_C）式に、プラント実装時の非常時に想定し得る最大の条件（以下設計条件と称する）における、流体圧力Ｐ″と弁差圧ΔＰ″を当てはめて、その際の操作力Ｆを、非常時設計値における必要操作力Ｆ″として求め、その必要操作力Ｆ″を上回るように、摺動抵抗力Ｆ_Rや駆動力Ｆ_ΔPにおける各部固有の係数や、パラメータ、および電動モータの出力トルク等を定めている。

・Ｆ₄：モータの慣性による弁体の突込みを引抜くための荷重（経時的に変動するパラメータ）
Ｆ₄＝｛（Ｌ／π）×β×Ｋ×Ｅ＋ＴＳ ² ）｝ ^1/2 ／β（Ｎ）
ここで、Ｌ：ステムのねじリード
Ｋ：弁体・弁棒・駆動装置血バネの総パネ定数
β ：スラスト対トルク変換係数（ステムネジ係数）
Ｅ：モータの慣性エネルギー（Ｎｍ）
Ｔ_S :モータ停止時の出力トルク（設定トルク）（Ｎｍ）

・Ｆ₅ :弁を閉めることによる弁箱とステムの相対収縮によるトルクアップ（弁棒の熱膨張による弁体の突込みを引き抜くための荷重）（経時的に変動するパラメータ）
弁棒の熱膨張により閉方向に生じる推力で、押し込まれた弁棒を引き抜く荷重である。
Ｆ₅＝Ｋ×Δｌ（Ｎ）
Ｋ：総バネ定数(弁棒、駆動装置、弁体）
Δｌ：ステムの弁箱に対する相対伸び（ｍ）

・Ｆ₆ ：ボンネット内に密封された内圧力により弁体を弁座に押し込もうとする力（ボンネットの内圧こもりによる弁体の抵抗力に対して引抜くための荷重）（経時的に変動するパラメータ）。
弁箱胴部圧力(Ｐ₃)と弁出入口圧力(Ｐ₁、Ｐ₂）の差圧による押付力が作用する。
この押付力によって押し込まれた弁体を引き抜くために要する荷重である。

上記Ｆ₁からＦ₆までの弁棒の軸方向の荷重を、弁棒サイズによって定められて弁棒トルク換算係数βを用いて、弁棒の軸トルクに換算する。

原子力用バルブ著者原子力用バルブ編纂委員会昭和６０年１０月３０日初版

上述の機能を有する電動弁においては、運転による損耗や経年劣化により、弁部の状態は常に変化するとともに、弁部の内部ロスが増大し、必要操作力が増加していく状況においても、実装したままで実稼動試験することが出来ない流体条件の下では、緊急時に、電動弁の有する操作力（以下実効操作力とする）が、緊急時の流体条件の下で必要とされる設計上の操作力（以下設計操作力とする）を、常に上回っていることを保証する必要がある。

本発明は、実際に作り出すことが可能な流体条件における測定トルクとそのときの流体圧力と、弁全閉時の弁前後の差圧から、実稼動試験することが出来ない流体条件における必要トルクを正確に予測して、その流体条件における操作力の裕度（または安全率）を把握し、裕度が不足している場合には、警告を発し、これを基に、例えばメンテナンス計画を作成するのに役立つ方法を、提供するものである。

既に述べた通り、使用状況により、様々な程度の損耗や劣化が弁に生ずるので、従来は、個々の弁について、時々刻々変化する必要操作力を正確に把握することは不可能であった。

また、弁の有する操作力が、必要操作力に対して余裕が無くなる時期を予測することも出来なかった。

本発明は、従来の技術が有する上記のような問題点に鑑みなされたものである。

本発明によると、上記課題は、次のようにして解決される。

1. プラントにおける制御流路に配設した弁装置と、弁装置を開閉駆動する電動モータと、その電動モータにより弁体を開閉移動する伝動機構と、伝動機構に連係して弁体の開閉に要する駆動力を電気的に検出する弁体駆動力検出センサを備える電動弁において、
プラントにおける制御流路を、電動弁により実際に開路もしくは閉路した実開閉時に、弁装置における弁開閉区間の弁開閉度に対応する弁体駆動力を、弁体駆動力検出センサにより検出し、弁体が閉または開する直前の過渡データ生成区間を省いた弁開閉区間における弁体駆動力の中から、弁体を駆動するのに要した最大の駆動力を、そのときの流体圧力と、弁全閉時の前後の差圧を合算して、当該電動弁における実開閉時の必要操作力として注出し、この必要操作力を、弁装置の構造型式に応じた必要操作力計算式に当て嵌めて、現在の実開閉時における制御流路の圧力環境の基に、当該電動弁において経時的に変動するパラメータの現在値を求め、これにより求められたパラメータの現在値を、以後の動作時において、制御流路に想定される圧力環境の基に、前記計算式に当て嵌めて、現時点で得られる最大操作力を求め、さらにこの最大操作力と予め設計時に求めた設計操作力との差を、操作力の余裕度として求め、当該電動弁の今後の動作時において、如何なる程度の期間に亘って、設計操作力を出し続けられるか否かを判定する。

2. 上記（１）項において、弁体駆動力検出センサは、伝動機構において、弁棒に直結たウオームホイールに噛合してウオームの軸線方向移動に対応するトルク値を検出するトルクセンサである。

3. 上記（１）項において、弁体駆動力検出センサは、伝動機構において、弁棒に直結して、弁棒に加わるスラスト値を検出するスラストセンサである。

本発明によると、次のような効果を奏することができる。
請求項１記載の発明によると、電動弁における実稼働状態において、弁装置の構造に掛かる各変動パラメータ（経時的に変動するパラメータ）を、弁体駆動力検出センサの検出値やそのときの流体圧力と、弁全閉時の弁前後の差圧から、それぞれに変動パラメータの現在値として求めて、その各パラメータを、弁装置駆動に所要される必要操作力を求める計算式に当てはめて、現時点で得られる最大操作力と予め設計時に求めておいた設計操作力との差を求め、その差を操作力の余裕度として数値化することができ、その余裕度の値は、電動弁が稼働する毎に求められて順次更新され、その余裕度の値の変化を追跡することにより、当該電動弁が設計操作力を、如何なる程度の期間に亘って、発揮しうるかどうかを、容易に判定することができる。

請求項２記載の発明によると、既設又は既存の弁体駆動力検出センサを使用することができる。

請求項３記載の発明によると、弁体を直接駆動するスラスト力を直接測定することにより、トルクを操作力に変換するステムファクタを容易に求めることができるので、演算処理やデータベースの構造を簡単にすることができる。

以下、本発明方法を、その一実施要領を示す図面に基づいて説明する。
図１〜図３は、本発明方法を具体的に適用する電動弁の一例を示すもので、図１は、弁形式を仕切弁とした電動弁の要部を切欠して示す正面図、図２は、図１に示す電動弁の分解斜視図、図３は、図２に示す、トルクセンサの拡大縦断面図である。

図１に示す如く、電動弁１は、プラントにおける制御流路２中に装着した弁装置３と、この弁装置３における弁体４を、制御流路２内に位置する弁座２ａに対して開閉駆動する電動モータ５を備えている。なお、弁装置３は、仕切弁としてある。

図２に示す如く、電動弁１は、電動モータ５により、弁装置３を、開閉駆動する伝動機構６と、その伝動機構６に連係され、弁体４の開閉駆動に要する駆動力を電気的に検出する弁体駆動力検出センサ（トルクセンサ）７を備えている。

伝動機構６は、弁装置３における弁体４に連係されているステム８と、そのステム８の上端のステムネジ９に螺合して、ステム８を、弁箱３ａから上下方向に出し入れ駆動するステムナット１０と、ステムナット１０に嵌合固定され、ステムナット１０と一体に回転するウオームホイール１１と、ウオームホイール１１に噛合されて、ウオームホイール１１を回転させるウオーム１２と、ウオーム１２と一体をなすウオーム軸１３を、電動モータ５の出力軸１４に連結して、電動モータ５により、ウオーム軸１３を回転駆動させる歯車１５、１６とからなってている。

ウオーム軸１３の回転量は、ウオーム１２と歯車１５の間に設けた減速歯車手段１７を介して、弁体４の開閉方向についてそれぞれに測られ、弁全閉検出リミットスイッチ１８と、弁全開検出リミットスイッチ１９を作動させるようになっている。

ウオーム１２と一体をなすウオーム軸１３は、電動モータ５により駆動される歯車１５と一体をなす軸２０に対して、回転不能かつ軸線方向に摺動自在に結合されている。

図３に示す如く、ウオーム軸１３の軸端２１を、トルクバネ軸２２における対向する軸端２３に設けた拡径軸２４の内腔２５に、スラストラジアル軸受２６を介して、軸線方向には、互いに移動不可能に、かつ回転方向には、互いに回転自在に連結してある。

トルクバネ軸２２の拡径軸２４側の端部には、鍔２７を設けて、拡径軸２４の端部と連結してあり、拡径軸２４とトルクバネ軸２２は、一体構造になっている。

拡径軸２４とトルクバネ軸２２が繋がっている根元の連結段部２８には、ドーナツ板状をなすバネ押し板２９が、その内孔２９ａを、トルクバネ軸２２に緩く嵌合して設けられ、そのバネ押し板２９の軸線方向一端面（図３において左側）は、拡径軸２４の根本の端面に当接し、他面（図３において右側）は、トルクバネ軸２２に内孔を緩く嵌合させて複数枚の板バネ３０を重ねてなるトルクバネ３１の内側端部（図３において左側）を当接してある。

トルクバネ３１の外側端部（図３において右側）には、トルクバネ軸２２に内孔３２ａを緩く嵌合したバネ押し板３２が当接し、そのバネ押し板３２の外側面（図３において右側）は、トルクバネ軸２２の先端に螺合した予圧ナット３３により押圧され、トルクバネ３１に予圧を掛けてある。

なお、内側のバネ押し板２９の内側面は、伝動機構ハウジングの壁面３４に当接して、壁面３４より内側には移動不可能となっている。

また、外側のバネ押し板３２の外側面は、伝動機構ウジングに固定した押さえ板３５に当接して、押さえ板３５より外側には移動不可能となっている。

これにより、ウオーム軸１３が図３における左右方向へ動くときには、内側のバネ押し板２９がトルクバネ３１を押圧して外側に移動し、拡径軸２４とトルクバネ軸２２は、ウオーム軸１３とともに外側に移動する。

ウオーム軸１３が左方へ動くときには、外側のバネ押し板３２がトルクバネ３１を押圧して、拡径軸２４とトルクバネ軸２２は、ウオーム軸１３とともに、内側方に移動する。

この際、拡径軸２４の動きは、その拡径軸２４の外周に螺刻したネジ条３６と噛合するピニオン３７に伝達され、図２に示すトルクリミットスイッチ３８を動作させる。

なお、ウオーム１２と、ウオーム軸１３と、トルクバネ３１によるトルクリミットスイッチ３８の動作は、周知の機械式トルク検出手段であるので、その詳細な説明は省略する。

上記伝動機構６を介して、電動モータ５により弁体４を駆動するとき、弁体４の移動を阻止する力が働くと、その反力として、ウオーム１２には、軸線方向の移動力が働く。

ウオーム１２を移動させる力は、トルクバネ３１を圧縮しつつ、ウオーム軸１３と、それと軸線方向に一体に連結しているトルクバネ軸２２を移動させる。

トルクバネ軸２２の内端には、拡径軸２４が設けられ、この拡径軸２４の軸線方向の移動は、ピニオン３７で検出され、トルクリミットスイッチ３８を動作させる。

本発明においては、上記ウオーム１２とトルクバネ３１との間に働く力を、トルク値として電気的に検出する。

トルクバネ軸２２と拡径軸２４を連結している鍔２７には、鍔部２７の外周方向への歪みを検出する歪み検出センサ３９が設けられている。なお、このトルクを電気的に検出する歪み検知器４０、すなわちトルクセンサは、公知の弁体駆動力検出センサをなしている。

図１において、電動モータ５へ電力を供給する動力線４１には、電動モータ５の駆動電流を検出するクランプ型の電流計４２が装着されている。

この電流計４２は、前記ウオーム軸１３に連結されている弁体４の全開、全閉を検出するリミットスイッチ１８、１９とは別途に、弁体４の開閉移動における開閉度合いの全開位置及び全閉位置を検出する弁体位置検出手段４３における開度検出センサーをなしている。

本発明は、通常の稼動運転及び試験運転のいずれにおいても、弁体４の開閉時において、前記弁体位置検出手段４３によって得られる弁体４の開度に対応する特定位置における、トルクセンサ７が検出した弁体の駆動力に基づいて、当該電動弁１の以後の動作機会において、設計操作力が得られるか否かを予想するものである。

そのため、本発明においては、電動弁１の開閉動作時において、弁体４を全開から全閉、または全閉から全開に駆動したときに、必要操作力Ｆ′と、その時の流体圧力Ｐ及び弁全閉時の差圧ΔＰを測定する。

従来一般的に制御流路２に設置されている静圧計により、弁箱３ａと大気圧の間の流体圧力Ｐと、制御流路２における弁体４を挟んだ全閉止状態の差圧ΔＰを、電動弁１の作動時に計測する。

なお、この明細書において、必要操作力Ｆ′とは、一定の力で、弁体４と弁座２ａもしくはストッパ等を押し当てて停止させる弁、例えば仕切弁や玉形弁においては、弁体と弁座もしくはストッパーが離れるときから、逆側に操作完了するまでに発生した操作力の最大値を言い、また、弁体と弁座もしくはストッパ等に押し当てることなく停止させる弁、例えばバタフライ弁については、起動から停止までの操作力の最大値を言うものとする。

一般に、弁の操作力Ｆは、流体の差圧ΔＰに比例して、弁体を駆動する駆動力成分Ｆ_ΔPと、流体の圧力Ｐに比例して、弁棒を弁箱から押し出す推力成分Ｆ_Pと、流体の状態とは無関係な摩擦抵抗Ｒ等による摺動抵抗力成分Ｆ_Rとからなることは知られている。

このうち、流体圧力Ｐに比例する駆動力成分Ｆ_Pの大きさは、弁の一部の構成部品の形状と流体圧力Ｐで定まる。即ち、弁形式によって定まる。

次に、弁体４の弁開閉操作力Ｆ′を算出する要領を示す一般的な計算式を示す。

・操作力Ｆまたは必要操作力Ｆ′
操作力Ｆは、前述の如く、流体圧力Ｐに依存する弁体の駆動力Ｆ_Pと、差圧ΔＰに依存する弁棒を弁箱から押しだす推力Ｆ_ΔPと、流体圧力Ｐに依存しない摺動抵抗力Ｆ_Rによて定まる。
Ｆ又はＦ_c＝Ｆ_P＋Ｆ_ΔP＋Ｆ_R （Ｎ） ……（１）

・圧力Ｐによって生じる推力Ｆ_P
推力Ｆ_Pは、既知の弁棒断面積Ｄと圧力Ｐの積として算出できる。
Ｆ_P＝Ｄ×Ｐ（Ｎ） ……（２）
なお、推力Ｆ_pは、弁体の操作方向によって符号が正負逆になる。
例えば、仕切弁が弁を開くときには、弁棒に操作力を加える方向と推力が働く方向と同じになるので、負荷を駆動する動力側から見た符号は−となり、弁を閉じるときには、同符号は＋となる。

・差圧ΔＰによって生じる駆動力Ｆ_ΔP
駆動力Ｆ_ΔPは、差圧ΔＰと弁固有の係数ｋの積として算出できる。
Ｆ_ΔP＝ΔＰ×ｋ（Ｎ） ……（３）

・流体の圧力Ｐに無関係な摩擦抵抗Ｒによる摺動抵抗力Ｆ_R （経時的に変動するパラメータ）。
バルブ開度が大きく操作力が安定している区間は、差圧ΔＰにより発生する抗力が無視できる領域で、この部分では弁体による差圧の影響はないと考えられる。
差圧ΔＰ＝０からＦ_ΔP＝０
Ｆ＝Ｆ_P＋Ｆ_R （Ｎ） ……（４）
よってＦ_Rは、
操作時に弁棒が弁箱に挿入するときＦ_R＝Ｆ _c−Ｆ_P ……（４ａ）
操作時に弁棒が弁箱から挿出するときＦ_R＝Ｆ _o＋Ｆ_P ……（４ｂ）
として求めることができる。

以下本発明を、仕切弁装置に適用した場合について説明する。
図４〜図７は、図１〜図３に示す弁装置３の弁形式を仕切弁とした、電動弁１における弁開閉状態のタイムチャートを示す。

図４は、全開状態の弁装置３を、全閉状態に至らしめる時のトルクセンサ７が出力するトルク信号Ｔ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートを示す。

図５は、図４における弁体４が弁座２ａに着座している弁体開度０％（全閉部）付近の拡大図である。

図６は、全閉状態の弁装置３を、全開状態とする時のトルクセンサ７が出力するトルク信号Ｔ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートを示す。
なお、トルク信号Ｔ_g、及びびその信号から計測される各トルクの値とは、第１式の操作力Ｆとの間に、Ｆ＝ａ・Ｔ_g（ａは、後述するステムテムファクタＳ_f等）とする一定の比例関係が成立しているので、以下の各タイムチャートに基づく説明においては、トルク値を使用する。

図７は、図６における弁体４が弁座２ａに着座している弁体開度０％（全閉部）付近の拡大図である。

仕切弁においては、第１式の操作力Ｆ又は弁開閉時の必要操作力Ｆ′は、流体圧力Ｐと差圧ΔＰにより定まることは、弁形式から予め知ることが出来るので、差圧ΔＰが、最も大となる弁開度０％の全閉時付近の、トルク特性に注目して測定する。

図５は、弁を閉じるとき、図７は、弁を開くときの、それぞれの弁開度０％付近のトルク特性を拡大して示している。

図４に示す弁装置３を閉じる時には、次のように各必要データを測定する。

a. 設定トルクＴ_sの測定。
採取したデータより、トルクリミットスイッチ３９が動作してモータ電流を遮断した時点における、トルクスイッチ３９に予め設定された設定トルクＴ_sの値を読み取る。

b. 駆動部が出しうる操作力Ｆ′_maxを求めるための、各パラメータを準備する。
予め、初期データとして、次のものがデータベースに登録してある。
Ｔ_m ：定格電圧におけるモータ出力トルク（Ｎｍ）
Ｔ_md：電圧降下時におけるモータ出力トルク（Ｎｍ）
Ｇ_R ：減速比
Ｅ：効率
Ｓ_f ：ステムファクター

c. パッキン摺動抵抗力Ｆ _Rを、トルク波形の運転トルクから求める。
弁が閉じ始める開度１００％付近で操作力が安定している部分（図４において左側で過渡的変化が過ぎた部分）には、弁体４による差圧ΔＰの影響がない（Δｐ＝０）と考えられるので、かつ仕切弁が閉じるときには、弁棒が弁箱に挿入されることから、摺動抵抗力Ｆ_R′は、式（４ｂ）から、Ｆ_R＝Ｆ−Ｆ_Pとして求められる。

d. 弁装置３を閉じる時の必要操作力Ｆ_c′を求める。
差圧の影響が大きく、最も大きな操作力Ｆ_c′が必要となる点、図５における弁体が着座して、トルク特性が直線的に増大する直前の値を、このときの必要操作力Ｆ_c′として波形から読みとり、この値を必要操作力Ｆ_c′として、第（１）式に当て嵌める。
Ｆ_c′＝Ｆ_P′＋Ｆ_ΔP′＋Ｆ_R′ （Ｎ） ……（１ａ）
と表せる。

e. 駆動力Ｆ_ΔP′を求める。
弁装置３を閉じる時の圧力をＰ′（別途測定されている）とすると
Ｆ_P′＝Ｐ′×Ｄ、Ｆ_R＝Ｆ_R′と表せる。
この時点でＦ_c′、Ｆ_P′、Ｆ_R′は求められているので
Ｆ_ΔP′は、
Ｆ_ΔP′＝Ｆ_c′−Ｆ_P′−Ｆ_R′と ……（３′）
として求めることができる。

f. 必要（設計値）操作力Ｆ_c″を求める。
任意（設計値）の圧力Ｐ″、差圧ΔＰ″時に、弁を確実に作動させるために必須（設計値）な操作力Ｆ_c″を、式（１ａ）から算出する。
Ｆ_c″＝（Ｐ″×Ｄ）＋（ΔＰ″×ｋ）＋Ｆ_R （Ｎ） ……（１ｂ）

g. 弁固有の係数ｋを求める。
弁固有の差圧に対する係数ｋは、ｋ＝Ｆ_ΔP′／ΔＰとなる。

h. 最大の操作力Ｆ_maxを求める。
駆動部が発生できる最大の操作力Ｆ_maxは、前記準備した各パラメータから
Ｆ_max＝Ｔ_m×Ｇ_R×Ｅ／Ｓ _f ……（５）
よって、仮想的に求められる最大出力トルクＴ_maxは、前記比例関係式から、
Ｔ_max＝Ｆ _max ×Ｓ _f （Ｎｍ）
として求めることが出来る。

なお、交流モータに供給される電圧の低下が予想される場合には、定格電圧におけるモータ出力トルクＴ_mではなく、電圧降下時のモータ出力トルクＴ_mdを用いて、次のように算出する。
Ｔ_md＝Ｔ_m×（降下時の電圧／定格電圧）² （Ｎｍ） ……（６）

i. 次に判定をする。
前記（ａ）において測定した設定トルクＴ_s、前記（ｆ）において求めた必要（設計値）操作力Ｆ″、（ｈ）において求めた駆動部の最大操作力Ｆ_maxから、駆動部余裕度Ｙａ＝Ｆ_max−（Ｔ _s ／Ｓｆ）、機構部余裕度Ｙｂ＝（Ｔ _s ／Ｓｆ）−Ｆ″として、数値化して求め、設計値を条件としてその条件下において、電動弁１が設計操作力を得られるか否かを判定する。
設定トルクＴ_s≧ 操作力Ｆ_maxであれば動作しない。
理由弁が全閉する前にトルクスイッチ３８が動作して完動しない。
駆動部余裕度Ｙａ＝Ｆ_max−（Ｔ _s ／Ｓ _f ）（Ｎ）
設定トルクＴ_s＜操作力Ｆ_maxあれば動作可能である。
機構部余裕度Ｙｂ＝（Ｔ _s ／Ｓ _f ）−Ｆ″ （Ｎ）
Ｙａ、Ｙｂの値は、それぞれ駆動部と機構部の裕度として使用できる（図１６参照）。

弁装置３の弁を開くときには、図７に示す弁を開く電動弁の動作状態において、弁体が着座しているところから離れる、引抜きトルクＴｑの発生する過渡的な部分で、操作力Ｆを測定し、その動作における必要操作力Ｆ′を、前述の拡張モデルの式(1ｏｎ)を採用して、前記（ａ）〜（ｉ）のステップと同様にして、判定を行う。
なお、図中点線で示す波形は、無負荷運転時のトルク特性で、流体圧が加わると、引抜きトルクＴｑの上昇があることが判る。
また、無負荷運転において測定された引抜きトルクＴｑの値によっても、将来の弁開時の必要操作力Ｆ′を、予測することができる。

次に、本発明を、バタフライ弁装置に適用した場合について説明する。

図８は、図１〜図３に示す弁装置３の弁形式をバタフライ弁とした全開状態の弁装置３を、全閉状態に至らしめる時のトルクセンサ７が出力するトルク信号Ｔ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートである。

図９は、図８における弁体４が弁体開度５０％付近の拡大図である。

図１０は、全閉状態の弁装置３を、全開状態に至らしめる時のトルクセンサ７が出力するトルク信号Ｔ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートである。

流体中でバタフライ弁を操作するのに必須なトルクＴは、式（８）式に示すようにＴ_d、Ｔ_s、Ｔ_b、Ｔ_hの合計のとなる。なお、このバタフライ弁の操作力は、そのままトルクで測られるので、力成分はトルクとして説明する。
トルクＴの値は、バタフライ弁の各開度毎に算出し、その内の最大値が、操作に必須な必要トルクＴ_max（前記必要操作力Ｆ′に対応する）となる。

Ｔ_max＝Ｔ_d＋Ｔ_s＋Ｔ_b＋Ｔ_h （Ｎｍ） …（８）
Ｔ_max：操作に必須な必要トルク（Ｎｍ）
Ｔ_d：弁体が流体から受ける水力トルク（Ｎｍ）
＝Ｃ_t×Ｄ _d ³×ΔＰ
Ｃ_t：水力トルク係数
Ｄ_d：弁体直径（ｍ）
ΔＰ：弁体の前後差圧（Ｐａ）
Ｔ _s：全閉時弁体がシートに食い込む際のシート押圧トルク
＝Ｐ _s ×π×Ｄ _d ×ｂ×（Ｄ _d ／２）×０．６４×μｓ（Ｎｍ）
Ｐｓ：弁座接触圧力（Ｐａ）
ｂ：弁座接触幅（ｍ）
Ｐｓ：弁座接触圧力（Ｐａ）
μｓ：弁座摩擦係数
Ｔ_b：軸受、グランドパッキン等の摩擦トルク
＝（π／４）×Ｄ _d ² ×ΔＰ×（ｄ／２）×ｑ _b（Ｎｍ）
ｄ：弁棒直径（ｍ）
ｑ_b：軸受け、グランドパッキン等の摩擦係数
Ｔ_h ：静水的トルク：弁が横軸の時のみ適用
＝ρ×ｇ×Ｉ _x （Ｎｍ）
ρ：水の単位体積当たりの質量（１０００ｋｇ／ｍ ³ ）
ｇ：重力加速度（９．８ｍ／ｓ ² ）
Ｉ _x ：円板の慣性モーメント（ｍ ⁴ ）

水力トルクＴ_dは、開度３０度から５０度付近で最大となる。
シート押圧トルクＴ_cと摩擦トルクＴ_bは、全閉位置で最大となる。
大口径の弁の場合、水力トルクＴ_dがトルクの大部分を占めて中間開度で最大値となる。

小さい口径では、全閉でシート押圧トルクＴ_cと摩擦トルクＴ_bが支配的となり最大トルクとなる。

電動の駆動装置を選んだ場合には、弁の経年変化を見越して算出した必要トルクＴ_maxに余裕率１．１倍から１．３倍をかけた値を操作トルクとして機種を選択する。手動の駆動装置の場合には、必要トルク：Ｔ_maxで選択する。
以下、前記（ａ）〜（i）ステップと同様にして、判定を行う

本発明を、玉形弁装置に適用した例を説明する。
図１１、図１２は、図１〜図３に示す弁装置３の弁形式を、玉形弁とした電動弁１における弁開閉状態のタイムチャートを示す。

図１１は、全閉状態にある玉形弁形式の弁装置３を、全開状態に至らせる時のトルクセンサ７が出力するトルク信号Ｔ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートである。

図１２は、図１１における弁体４が弁座２ａに着座している弁体開度０％（全閉部）付近の拡大図である。

操作力の算出方法
弁体下面よりの流体圧力Ｐ′を加える場合を例にとると、必要操作力Ｆ′は、弁体の後側が圧力零のときに、
Ｆ′＝Ｆ _s1 ′＋Ｆ _s2 ′＋Ｆ _R ′ （Ｎ）
と表せる。

Ｆｓ１′：内圧による弁座荷重
Ｆｓ１′＝（π／４）×ｄ ² ×Ｐ
ｄ：弁座内径（ｍ）
Ｐ：流体圧力（Ｐａ）

Ｆ _s2 ′：所要面圧による荷重
Ｆ _s2 ′＝（π／４）×（ｄｏ ² −ｄ ² ）Ｋ１×Ｐ
ｄｏ：弁座当たり面外径（ｍ）
Ｋ１：面圧係数

Ｆ_R′：流体に無関係な成分で、グランドパッキンの摺動抵抗
Ｆ_R′＝Ｋ×π×ｄ _S ×Ｎ×ｈ×Ｐ ₀ ×χ （Ｎ）
Ｋ：グランドパッキンの摩擦係数
ｄ_S：弁棒径（ｍ）
Ｎ：パッキン有効リング数
（圧縮後の相当リング数）
ｈ：パッキン１リング高さ（ｍ）
Ｐ₀：パッキン締付面圧（Ｐａ）
χ：ダブルパッキン係数
（シングルパッキンの場合１．０）

以下、前記（ａ）〜（i）ステップを経て、判定を行う

図１３から図１５は、図２における電動弁１の弁体駆動力検出センサ（トルクセンサ）７を、ステム８の直上に設けたスラストセンサ７Ａに代えて、第１式の操作力Ｆを計測する、別の実施例を示す。

図１３は、電動弁１におけるステム８の上端部の縦断を示し、電動弁１のケーシング１ａに、スラストラジアル軸受１ｂを介して回転自在に枢支されたウオームホイール１１と一体的に結合されているドライブスリーブ４４が設けられている。

ドライブスリーブ４４の軸芯には、上下に貫通する通孔４５が設けられ、その通孔４５の下端部は、ステム８より若干大径の通孔４５ａをなし、中央部は、その通孔４５ａより内径を大とし、内面にスプライン溝を刻設したスプライン孔４５ｂをなし、かつ上端部は、スプライン孔４５ｂの溝部の外径より大径のネジ径をもつ雌ネジ４５ｃとしてある。

中央のスプライン孔４５ｂには、軸芯部に上下に貫通して設けた内孔に、ステム８の雄ネジ８ａに螺合する雌ネジ１０ａを螺設したステムナット１０Ａを備えている。

ステムナット１０Ａは、スプライン孔４５ｂの内径よりも小径で、ドライブスリーブ４４の下端通孔４５ａの上端縮径段部４５ｄに、下面が当接係合する縮径段部４６を、下端に備え、その縮径段部４６の上方に、外径部をスプライン孔４５ｂに係合するスプライン軸４７を備え、かつスプライン軸４７の上端は、スプライン孔４５ｂの上端より若干上方に突出されてある。

ドライブスリーブ４４における上方の雌ネジ４５ｃには、ステムナット１０Ａの上端面に下端面を当接して、ステムナット１０Ａの上方移動を係止するロックナット４８の拡径雄ネジ４８ａが螺合している。

ロックナット４８は、ステム８の径より大径の通孔４８ｂを備え、ステムナット１０Ａの上方において、上下に移動するステム８に挿通されている。

ロックナット４８における拡径雄ネジ４８ａより上方には、雄ネジ４８ａの外径より小径の外径を有する筒部４８ｃが突出しており、その筒部４８ｃの中央部には、拡径雄ネジ４８ａのネジ勾配とは逆勾配の逆雄ネジ４８ｄが螺設されている。

逆雄ネジ４８ｄには、その逆雄ネジ４８ｄのネジ勾配に合致する勾配の逆雌ネジ４９ａを備えた締付けナット４９が螺合し、締付けナット４９は、その外周部をドライブスリーブ４４の上端４４ｅに当接しうる外径をなしている。

締付けナット４９の上面には、締付け治具などを係合する、複数の突起４９ｂが設けられている。
また、ロックナット４８の上方には、これを回転させるためのハンドルを係合する孔４８ｅが設けられている。

ロックナット４８の拡径雄ネジ４８ａの下方であって、ステムナット１０Aの上端面に当接する下端面より少し上方には、通孔４８ｂとの肉厚を薄くするための軸芯と同心の円周溝４８ｆが設けられている。

ステムナット４８に設けた円周溝４８ｆには、適数の歪みセンサ５０を設けて、弁体駆動力検出センサ７Ａが構成されている。

ステムナット１０Ａは、ロックナット４８を下方にねじ込むことにより、ドライブスリーブ４４における通孔４５中央部のスプライン孔４５ｂにおいて、軸線方向に挾持されている。

その際の挾持圧力は、弁体駆動力検出センサ７Ａによって計測され、ステム８にスラスト力が加わらないとき、スラスト力零に校正される。スラスト力の実効値とスラスト信号Ｓ_gの検出値は、予め校正されている。

ステムナット１０Ａに、予め予圧を加えた状態で、締付けナット４９を、ロックナット４８を上方に引きあげる方向に回転させて、ロックナット４８をドライブスリーブ４４の上端に押圧して固定する。

ロックナット４８は、ドライブスリーブ４４の螺合部と、締付けナット４９の螺合部のネジ勾配を逆にしてあるので、ロックナット４８のドライブスリーブ４４における位置は、容易に変動することはない。

ドライブスリーブ４４が、ウオームホイール１１の回転に伴ってステム８を下方へ送ると、この際にステム８に加わるスラストＦの反力が、ステムナット１０Ａとロックナット４８の当接部に作用する。ステムナット１０Ａの上方移動は自由であり、ロックナット４８は固定状態にあるので、ステムナット１０Ａにおける圧力は、円周溝４８ｆに掛り、歪みセンサ５０を歪ませて、弁体駆動力検出センサ７Ａにスラスト信号Ｓ_gを出力する。

図１４は、図４と同様に、電動弁１が全開から全閉に至る間に、上記スラストセンサ７Ａが出力するスラスト信号Ｓ_gと、電流計４２によるモータ電流Ｉ_mのタイムチャートである。

図１５は、図１４における弁体４が弁座２ａに着座する弁体開度０％（全閉部）付近の拡大図である。

なお、スラスト信号Ｓ_gは、弁体４を閉じる時に要する操作力Ｆと同一次元で、同一の力を表す（Ｓ_g＝Ｆ）ので、以下スラスト力を記号Ｆで示す。

図１４と図１５は、図４と図５の内容と同様に、トルクをスラストに置きかえたものである。
この実施例に示すように、弁体４を直接駆動するスラスト力を直接測定すると、トルクを操作力に変換するステムファクタＳ_fを考慮しなくて済むので、演算処理やデータベースの構造を簡単にすることができる。

図１６は、電動弁１の開閉操作時における駆動部余裕度Ｙａと、機構部余裕度Ｙｂの変化を模式的に示すタイムチャートである。

電動弁１は、製造時を最大の性能保持時点として、時間経過に伴い、暫時に性能を劣化していく。

電動弁１に要求される性能は、設計条件下において、必要操作力を発揮して、全閉又は全開操作を確実に行う能力を維持することにあり、その能力を劣化させる要因は、機構部分の劣化と電動機の劣化に分けられ、製造時、出荷時、最終作動時と、それぞれの時点で発揮した能力による劣化グラフを描いて、最終駆動時以降の性能を予測することは、或る程度可能である。

しかし、機構部及び電動機の劣化要因のパラメータが多く、使用環境の履歴、駆動履歴等、記録蓄積の困難な要因もあり、しかも、各パラメータの劣化特性にはノンリニアなものもあり、仮想線で示すような各種の劣化特性を延長したグラフからは、将来予測される設計条件下での確実な動作を保証することはできない。

そのため本発明においては、電動弁の作動時に、現実の必要操作力Ｆ′を実測して求め、その値から、その作動状況における、差圧ΔＰに比例して弁体を駆動する駆動力成分Ｆ_ΔP′と、流体の圧力Ｐに比例して弁棒を弁箱から押し出す推力成分Ｆ_P′と、流体の状態に無関係な摩擦抵抗Ｒ等による摺動抵抗力成分Ｆ_R′を求め、それらの算出値から、最も苛酷な状況において所要される設計上の必要操作力Ｆ″と最大操作力Ｆｍａｘを算出して、電動弁１に予め設定された、モータの駆動を停止する限動設定値の設定トルクＴ_sと比較し、駆動部余裕度Ｙａと機構部余裕度Ｙｂを求めている。

電動弁１の作動を複数回行わせることにより、駆動部余裕度Ｙａと機構部余裕度Ｙｂの、変化率を求めることができ、最大操作力Ｆｍａｘ、必要操作力Ｆ″の各予想曲線と設定トルクＴｓの交叉点Ｐを予測して、電動弁１の動作限界を予測することができる。
このように、電動弁１の今後の動作機会において、どの程度の期間、設計操作力を出し続けられるか否かを判定することができる。

なお、上述の計算式において、弁装置３に負荷の掛かっていない無負荷状態において、グランドパッキン抵抗を含めた弁装置３の抵抗を、電動弁１の作動の都度求めることができる。

この抵抗値を、設計初期値と比較して、機構部の劣化を判定することもできる。
また、グランドボルトを片締した場合の、パッキンが劣化した場合にも、グランド抵抗が大きくなり、前回駆動時と最終駆動時のデータを比較して、機構部の劣化の度合を求めることができる。

弁形式を仕切弁とした本発明の一実施形態の電動弁の要部を切欠して示す正面図である。図１に示す電動弁の分解斜視図である。図２に示す、トルクセンサの拡大縦断面図である仕切弁装置による電動弁を、全開状態から全閉状態に至る時のトルクセンサが出力するトルク信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。図４における弁体が弁座に着座している弁体開度０％（全閉部）付近を、拡大図して示す、トルクセンサと電流センサのタイムチャートである。仕切弁装置による電動弁を、全閉状態から全開状態に至る時のトルクセンサが出力するトルク信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。図６における弁体が弁座に着座している弁体開度０％（全閉部）附近を、拡大図して示す、トルクセンサと電流センサのタイムチャートである。バタフライ弁による電動弁を、全開状態から全閉状態に至らしめる時のトルクセンサが出力するトルク信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。図８における弁体開度５０％付近を、拡大して示す、トルクセンサと電流センサのタイムチャートである。バタフライ弁による電動弁を、全閉状態から全開状態に至る時のトルクセンサが出力するトルク信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。ボール弁としてなる電動弁を、全閉状態から全開状態に至る時のトルクセンサが出力するトルク信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。図１１における弁体が弁座に着座している弁体開度０％（全閉部）付近を、拡大図して示す、トルクセンサと電流センサのタイムチャートである。電動弁の弁体駆動力検出センサを、ステムの直上に設けたスラストセンサに代えた別の実施例を示す、ステムの上端部の縦断面図である。図１３に示すスラストセンサを備える仕切弁装置による電動弁を、全開状態から全閉状態とする時のスラストセンサが出力するスラスト信号と、電流計によるモータ電流のタイムチャートである。図１４における弁体が弁座に着座している弁体開度０％（全閉部）付近を、拡大図して示す、スラストセンサと電流センサのタイムチャートである。電動弁の開閉操作時における裕度の変化を模式的に示すタイムチャートである。従来の操作力の算出方法説明するための、仕切弁の縦断面を示す模式図である。

電動弁
制御流路
弁装置
３ａ弁箱
弁体
電動モータ
伝動機構
弁体駆動力検出センサ（トルクセンサ、）
７Ａ弁体駆動力検出センサ（スラストセンサ）
ステム（弁棒）
８ａ雄ネジ
ステムネジ
ステムナット
１０Ａステムナット
ウオームホイール
ウオーム
ウオーム軸
出力軸
歯車
歯車
減速歯車手段
弁全閉検出リミットスイッチ
弁全開検出リミットスイッチ
軸
軸端
トルクバネ軸
対向軸端
拡径軸
内腔
スラストラジアル軸受
鍔
外側段部
バネ押し板
板バネ
トルクバネ
バネ押し板
予圧ナット
壁面
押さえ板
ネジ条
ピニオン
トルクリミットスイッチ
歪みセンサ
歪み検知機
動力線
電流計
弁体位置検出手段
ドライブスリーブ
４４ｅ上端
通孔
４５ａ通孔
４５ｂスプライン孔
４５ｃ雌ネジ
４５ｄ縮径段部
縮径段部
スプライン軸
ロックナット
４８ａ拡径雄ネジ
４８ｂ通孔
４８ｃ筒部
４８ｄ逆雄ネジ
締付けナット
４９ａ逆雌ネジ
４８ｆ円周溝
４８ｅ孔
歪みセンサ

Claims

プラントにおける制御流路に配設した弁装置と、弁装置を開閉駆動する電動モータと、その電動モータにより弁体を開閉移動する伝動機構と、伝動機構に連係して弁体の開閉に要する駆動力を電気的に検出する弁体駆動力検出センサを備える電動弁において、
プラントにおける制御流路を、電動弁により実際に開路もしくは閉路した実開閉時に、弁装置における弁開閉区間の弁開閉度に対応する弁体駆動力を、弁体駆動力検出センサにより検出し、弁体が閉または開する直前の過渡データ生成区間を省いた弁開閉区間における弁体駆動力の中から、弁体を駆動するのに要した最大の駆動力を、そのときの流体圧力と、弁全閉時の前後の差圧とを合算して、当該電動弁における実開閉時の必要操作力として注出し、この必要操作力を、弁装置の構造型式に応じた必要操作力計算式に当て嵌めて、現在の実開閉時における制御流路の圧力環境の基に、当該電動弁において経時的に変動するパラメータの現在値を求め、これにより求められたパラメータの現在値を、今後の動作時において、制御流路に想定される圧力環境の基に、前記計算式に当て嵌めて、現時点で得られる最大操作力を求め、さらにこの最大操作力と予め設計時に求めた設計操作力との差を、操作力の余裕度として求め、当該電動弁の以後の動作時において、如何なる期間に亘って、設計操作力を出し続けられるか否かを判定することを特徴とするプラントにおける電動弁の動作性能予測方法。
弁体駆動力検出センサは、伝動機構において、弁棒に直結してウオームホイールに噛合するウオームの軸線方向移動に対応するトルク値を検出するトルクセンサである、請求項１記載のプラントにおける電動弁の動作性能予測方法。
弁体駆動力検出センサは、伝動機構において、弁棒に直結して、弁棒に加わるスラスト値を検出するスラストセンサである、請求項１記載のプラントにおける電動弁の動作性能予測方法。