離心式壓縮機的防喘振控制.doc

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離心式壓縮機的防喘振控制 一、離心式壓縮機的特性曲線與喘振 離心式壓縮機的特性曲線通常指：出口絕對壓力戶2與人口絕對壓力p1之比(或稱壓縮比)和入口體積流量的關系曲線；效率和流量或功率和流量之間的關系曲線。對于控制系統(tǒng)的設計而言，則主要用到壓縮比和入口體積流量的特性曲線，見圖6—20中實線。 離心式壓縮機在運行過程中，有可能會出現(xiàn)這樣一種現(xiàn)象，即當負荷降低到一定程度時，氣體的排出量會出現(xiàn)強烈振蕩，同時機身也會劇烈振動，并發(fā)出“哮喘”或吼叫聲，這種現(xiàn)象就叫做離心式壓縮機的“喘振”。 喘振是離心式壓縮機的固有特性，而事實上少數離心泵也可能喘振。離心泵工作中產生不穩(wěn)定工況需要兩個條件：一是泵的玎—Q特性曲線呈駝峰狀；二是管路系統(tǒng)中要有能自由升降的液位或其他能貯存和放出能量的部分。 因此，對離心泵的情況，當遇到具有這種特點的管路裝置時，則應避免選用具有駝峰型特性的泵。 對離心壓縮機，由于它的性能曲線大多呈駝峰型，并且輸送的介質是可壓縮的氣體，因此，只要串聯(lián)著的管路容積較大，就能起到貯放能量的作用，故發(fā)生不穩(wěn)定跳動的工作情況便更為容易。連接離心式壓縮機不同轉速下的特性曲線的最高點，所得曲線稱喘振極限線，其左側部分稱為喘振區(qū)，如圖6—20中陰影部分。喘振情況與管網特性有關。管網容量越大，喘振的振幅越大，而頻率越低；管網容量越小，則相反。 二、引起喘振的因素 如上所述，當離心式壓縮機的負荷減小到一定程度時，會造成壓縮機的喘振，這是引起喘振的最常見因素。除此之外，被壓縮氣體的吸入狀態(tài)，如分子量、溫度、壓力等的變化，也是造成壓縮機喘振的因素。 吸入壓力的變化，會影響壓縮機的實際壓縮比。當吸人壓力》l降低，所需壓縮比增大，壓縮機易進入喘振區(qū)。 對于吸人氣體的分子量變化，壓縮機特性曲線的改變情況如圖6—21所示。圖中清楚地表明，在同樣的吸入氣體流量QA下，分子量大，壓縮機易進入喘振區(qū)。 當吸人氣體溫度變化時，它的特性曲線將如圖6—22所示。顯然，當溫度降低，壓縮機易出現(xiàn)喘振。 在實際生產過程中，被壓縮的氣體往往來自上一工序，該工序的操作情況會影響分子量和溫度的變化，從而可能引起壓縮機的喘振。鑒于目前的防喘振控制系統(tǒng)一般只是為了防止負荷的減小，且分子量的變化也無法進行在線測量，所以，在上述情況下，防喘振控制系統(tǒng)會“失靈”。對此需要特別加以重視。三、喘振的極限方程及安全操作線 (1)經驗公式將在不同轉速下的壓縮機特性曲線最高點連接起來所得的一條曲線，稱為壓縮機喘振的極限線，如圖6—23所示。 對于喘振極限線，可以通過理論推導獲得數學表達式。在工程上，為了安全上的原因，在喘振極限線右邊，建立一條“安全操作線”，作為壓縮機允許工作的界限。這條安全操作線可與一個拋物線方向近似，其經驗公式為 式中，Q1為吸人口氣體的體積流量；丁l為吸人口氣體的絕對溫度；p1、p2分別為吸入口、排出口的絕對壓力；K，a均為常數，一般由壓縮機制造廠家給出，a有等于0、大于0和小于0三種情況。 由于式(6—7)中的吸入口氣體的體積流量Ql、絕對壓力》p1和絕對溫度T1有一定關系，而且還可以依照不同的測量方法和儀表，將經驗公式表達成更加實用的公式。 (2)用差壓計測量流量時的安全操作線表達式假如在壓縮機人口處用差壓計測量流量Ql，測得的差壓為p1d，由標準節(jié)流裝置流量測量公式 式中，o為常數；c為氣體壓縮系數；ρ1為人口處氣體的密度。根據氣體方程 式中，z為氣體壓縮修正系數；及為氣體常數；M為氣體分子量。將式(6—9)代入式(6—8)并簡化后，得 式(6—13)和式(6—14)就是用差壓計測量入口處氣體流量時喘振安全操作線的表達式。 四、防喘振控制系統(tǒng) 由前述可知，在通常情況下，壓縮機的喘振主要是負荷減少所致，而負荷的升降則是由工藝所決定的。為使壓縮機不出現(xiàn)喘振，需要確保任何轉速下，通過壓縮機的實際流量都不小于喘振極限線所對應的最小流量QB。根據這一思路，可采取如圖6—24所示的循環(huán)流量法，來設計固定極限流量法和可變極限流量法等兩種防喘振控制系統(tǒng)。 (1)固定極限流量法采用部分循環(huán)法，始終使壓縮機流量保持大于某一定值流量，從而避免進入喘振區(qū)運行，這種方法叫做固定極限流量防喘振控制。圖6—25中Qn即為固定極限流量值。顯然，壓縮機不論運行在哪一檔轉速下，只要滿足Q≥QB的條件，壓縮機就不會出現(xiàn)喘振。用固定極限法所設計的控制方案結構簡單，如圖6—26所示。圖中的流量控制器，即以Qu值作為其固定設定值的防喘振控制器。QB的取值應以現(xiàn)場壓縮機能達到的最高轉速所對應的喘振極限流量為好。壓縮機正常運行時，控制器的測量值恒大于設定值，而旁路控制閥是氣關閥，此時控制器具有正向作用和PI特性，輸出達最大值時使閥關閉。當壓縮機吸氣量小于設定值時，旁路閥打開，壓縮機出口氣體經旁路返回至壓縮機人口，氣量又增大到大于Qu值。這時雖然壓縮機向外供氣量減少了，但防止了喘振的發(fā)生。 這種固定極限流量法不足之處在于當壓縮機低速運行時(如圖6—25中的n1，n2轉速情況下)，壓縮機的能耗過大，這對壓縮機負荷需經常改變的生產裝置就不夠經濟；但從另一方面講，則有控制方案簡單、系統(tǒng)可靠性高、投資少等優(yōu)點。 (2)可變極限流量法為了減少壓縮機的能量消耗，在壓縮機負荷有可能經常波動的場合，可以采用調節(jié)轉速的辦法來保證壓縮機的負荷滿足工藝上的要求。因為在不同轉速下，其喘振極限流量是一個變數，它隨轉速的下降而變小。所以最合理的防喘振控制方案應是在整個壓縮機負荷變化范圍內，使它的工作點沿著如圖6—23所示的喘振安全操作線而變化，根據這一思路設計的防喘振控制系統(tǒng)，就稱為可變極限流量法防喘振控制系統(tǒng)，它的原理如圖6—27所示。 在設計防喘振控制系統(tǒng)時，尚需注意如下幾點。 ①旁路控制閥在壓縮機正常運行的整個過程中，測量值始終大于設定值，因此必須考慮防喘振控制器的防積分飽和問題。否則就會造成防喘振控制系統(tǒng)的動作不及時而引起事故。 ②在實際的工業(yè)設備上，有時不能在壓縮機入口處測量流量，而必須改為在出口處，但壓縮機制造廠所給的特性曲線往往是規(guī)定測量人口流量的，這時就需要將喘振安全操作線方程進行改寫?？梢詮娜丝?、出口質量流量相等這一等式出發(fā)，寫出pld與出口流量的差壓值p2d之間的關系式，然后把安全操作線方程式中p1d替換掉，再以此方程進行防喘振控制系統(tǒng)的設計。 ③喘振安全操作線方程式中的壓縮機出、人口處的壓力p1、p2均指絕對壓九因此，若所用的壓力變送器不是絕壓變送器，則必須考慮相對壓力和絕對壓力的轉換問題。 第 6 頁 共 6 頁