摘要：為確保壓縮機在PTA裝置中穩(wěn)定可靠地運行，采用美國CCC公司世界最先進的壓縮機控制工程和世界三大安全工程之一的德國HIMA工程的結合設計來實現防喘振控制；通過分析PTA裝置中壓縮機組防喘振控制的特點，對其算法進行消化，針對機組防喘振工程正常負荷下，利于防喘振閥的實時準確地動作，提出了解決方案。實踐證明，控制效果良好，使機組效率最大化。
關鍵詞：PTA；壓縮機；PID控制算法；防喘振技術
0引言
　　所謂PTA裝置就是利用壓縮機組向反應器提供大量的空氣來作為氧氣原料，使PX裝置充分進行化學反應生成CTA產品，CTA進入下道工藝，與氫氣進行充分燃燒最終生產成PTA產品，PTA化學全稱為精對苯二甲酸，是合成纖維的主要原料。
　　該機組需要維持工藝波動情況下壓縮機出口壓力的穩(wěn)定，從而保證氧化反應的順利進行。特別是反應器突然降負荷時，采用壓力超馳和防喘振協調控制來防止壓縮機喘振和出口壓力大幅波動。蒸汽輪機通過主蒸汽閥調整進入汽輪機的蒸汽量來保證功率平衡，維持轉速的穩(wěn)定。
　　空氣壓縮機采用蒸汽輪機和尾氣膨脹機聯合驅動，在設計條件下，實現由副產蒸汽和氧化尾氣回收的能量滿足壓縮機的消耗，即能量平衡。
　　整個化學反應流程對壓縮機組的出口壓力和風量的大小都有非常嚴格的要求，否則不能充分進行結晶和催化燃燒。而且壓縮機轉速恒定不變，同時需要控制壓縮機組的喘振現象，需要專業(yè)操作員的實時監(jiān)控，自動控制，可靠性高，便于維護。
　　通常壓縮機控制工程采用TS3000、GE、AB、西門子等PLC和上位機進行監(jiān)控，針對PTA裝置的復雜機組，根據實際情況和要求，采用了CCC控制器來實現對壓縮機組的監(jiān)測和控制，通過分析PTA裝置中壓縮機組防喘振控制的特點，對其算法進行消化補充；并且針對機組防喘振工程正常負荷下，利于防喘振閥的實時準確地動作，提出了解決方案；實踐證明控制效果良好，有效地控制了壓縮機的喘振現象。使機組效率最大化。
1工程分析
　　實現PTA生產過程中壓縮機組的防喘振控制，首先要了解整套機組的工作性能。壓縮機在工作運轉過程中，當機組進口氣體流量小于該工況下的最小流量限制時，機組將從工作區(qū)進入喘振區(qū)，這時機組連同其外圍及相關變送器一起做周期性的大幅度的振動，工程上稱為喘振。為確保壓縮機穩(wěn)定可靠地運行工作。工程上將壓縮機出口氣體的一部分抽出經過一個控制閥返回到壓縮機進口處，控制該閥的開度就可改變實際進入壓縮機的氣量，不至于小于喘振流量。該閥又稱“喘振閥”，見圖1。


　　1）防喘振控制器通過打開回流閥來保護壓縮機；
　　2）打開回流閥降低了壓縮機工程阻力；
　　3）從而使壓縮機遠離喘振。
　　防喘振技術是壓縮機控制工程的關鍵技術之一。此技術所實現的是當壓縮機組現行工作點越過喘振線，進入喘振區(qū)發(fā)生喘振，防喘振閥迅速打開、喘振消失后防喘振閥會慢慢關閉。機組安全可靠運行時，工況點在防喘振線右側，見圖2。


　　典型的壓縮機性能曲線圖包括：（Qs，Hp），（Qs，Rc）或（Qs，pd）坐標工程。
　　其中：Qs為實際或標準體積流率的進口流量；Hp為多變壓頭；Rc為壓縮比（pd/ps）；pd為壓縮機出口壓頭；ps為壓縮機進口壓頭；ks為等熵壓縮指數。
　　根據生產工藝過程的需要，壓縮機防喘振控制調節(jié)可分為兩類：1）等壓力調節(jié)，即機組流量發(fā)生變化時，要保持其排氣壓力穩(wěn)定，即pOUT=Const為機組運行的工況線；2）等流量調節(jié)，即當壓比發(fā)生變化時，要保持其進口流量的穩(wěn)定，即Q=Const為機組運行的工況線。
2工程軟件、硬件分析
　　考慮機組工作的重要性，采用1）CCCS5VANG-D10-02冗余工程；2）HIMAH51-HRS工程；3）應用CCCTrainTools編程軟件；HIMAELOPⅡ編程軟件；CCCTrainView監(jiān)控軟件等等。
　　控制器完成的主要任務是：
　　1）一個能夠準確定義操作點及其相應的喘振極限的算法；
　　2）能夠允許數字控制器進行快速及時的模擬控制的控制器執(zhí)行速率；
　　3）控制響應能夠針對不同的操作工況使用不同的安全裕度；
　　4）先進的控制方案能夠防止回路間相互作用所產生的負面影響。
3工程算法分析及軟件實現
　　防止喘振的唯一方法是增加回流或放空量，使操作點維持在遠離喘振極限的操作范圍內。但壓縮額外流量會帶來經濟上的損失，所以控制工程必須精確確定壓縮機運行點與喘振線之間的距離，從而維持一個充足但并不過度的回流量。CCC通過使用獨特的喘振預測和防喘振控制算法的組合控制，在需要回流時能通過盡可能小的回流來保護壓縮機組。
　　喘振極限相對于任何一個可測量的變量來說并不是固定的。相反，它是一個基于氣體組成、壓力、轉速及導葉角度的復雜函數。所以CCC防喘振控制程序是通過一個與可能出現的任何過程變化均無關的多變量函數計算出喘振接近變量。以為這個函數是基于那些不變的工況以及壓縮機配置，因此，CCC提供了一個定義此函數的靈活的方案。防喘振控制還能提供高限或低限回路�？梢宰疃鄬�3個單輸入或多輸入過程限制變量維持在一定范圍內。
3.1防喘振控制的算法
　　喘振線上的各點可用至原點的斜率來表示，采用實測方式得到。見圖2防喘振控制示意圖。
　　1）喘振參數可以被定義為


　　2）喘振線各點即可用函數f1（hr）對應的值qr2計算；
　　3）引入參數DEV（偏差值）：DEV=d-喘振控制裕量。
　　4）參數DEV與壓縮機的尺寸無關,但對每個壓縮機描述的都是相同的。
3.2喘振線的動態(tài)分析
　　3.2.1對于分子量變化氣體的壓縮機防喘振保護
　　在多種坐標系中，一個壓縮機的喘振極限將按氣體分子量的變化而變化，所以，如果氣體分子量可發(fā)生變化，趨進喘振的計算必須按一種坐標系，此坐標系盡可能地對這種變化無關。這可以通過選用一個坐標系，并不需要分子量參與計算或分子量能在計算中消除得以實現。
3.2.2氣體特性及工藝條件
　　趨近喘振的計算是一個多種可測量工藝變量的函數，同時也與氣體特性有關，而這些特性很少能實時地測出，這些工藝變量和特性包括：
　　孔板兩端的壓降Δpo；
　　多變效率Ηp；
　　功率消耗J；
　　等熵線指數K；
　　氣體分子量M；
　　轉速N；
　　絕對壓力p；
　　氣體常數R；
　　絕對溫度T；
　　壓縮因子Z。
　　非相關坐標工程將相關變量通過單位分析約簡為數個坐標系，使其能夠描述流體狀態(tài)的一組無量綱參數。對任何工程來說，通�？傻玫蕉嘤谝唤M的公式。采用這種方式，以下導出的無量綱參數可以用于描述一個渦輪壓縮機。見圖3無量綱參數喘振圖。


　　一些非相關的坐標組在防喘振控制中將比其它的更有實際用途，這是由于動態(tài)工程中的參數較為容易測量。
　　除Ne以外，氣體分子量的改變所影響的變量只與k的變化有關，而在絕大多數情況下這一變化甚小，可以忽略不計，正如防喘振控制中的參數一文中所介紹的，簡化的流量。
　　可用在進口或出口測得的流量和壓力獨立計算得出。在實際應用中，最為有用的用于計算喘振趨近量非相關坐標系。對于多個轉子組成的機組來說，一個單一的非相關的喘振趨近量只在沒有旁路進口時才能被計算出，在有旁路進口時，每一壓縮段應被本壓縮段的有其特定算法的控制器所保護。
3.2.3帶有旁路進口的壓縮機
　　對于一臺多段壓縮機，而只有旁路的進口或出口的流量是通常被測量的，要計算簡化流量，相應總流量除第一和最后一段的流量外其測量值必須從可取得的值計算得出。這些計算可由相應壓縮段的質量平衡推導出來。
　　當一個旁路是流出壓縮機時，三個流道中溫度、壓力的成分都是相同的（并不一定是常數）m.p.t.e在公式中互相消去，因為可以計算并將各氣體分組分相同的質量流量相加，一個由兩部分組合而成的非相關的喘振趨近計算為


　　采用簡化功率的坐標系并不適用于多段壓縮的機組，因為到目前為止，尚沒有一種實際可行的方式來測定驅動每一段所需的功率。
　　當工藝條件減少總流量到低于最小喘振極限時機組就會嚴重損壞，所以機組至少需要兩個控制回路：一個防喘振回路放置發(fā)生喘振，一個性能回路調節(jié)壓縮能力等。
　　這些回路中大部分必須對其控制輸出進行解耦，以防止控制輸出使其它控制回路品質下降。例如，改變回流流量將會影響新的流量以及出口壓力和進口壓力，從而降低性能控制回路的精度。CCC控制程序內置解耦算法，此算法在任何時候控制輸出改變時，通過調整每一個受影響控制元件來抵消這種控制回路間的相互影響，從而使這些回路能夠提供更加可靠的喘振保護及更加精確的性能控制。
3.3滿足工藝要求防喘振閥準確動作的措施
　　該工藝要求壓縮機的出口壓力和出口流量非常嚴謹，在整套機組運行中的防喘振工程正常負荷下出口壓力經常會大于給定值，此時防喘振閥一直處于關閉狀態(tài)，不能滿足工藝要求，為克服這一現象，在程序中采用幾種策略。
3.3.1性能控制策略
　　

阻耗復合消聲技術在軸流式通風機上的應用

　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　陳　玲　李　超/南京師范大學工程實驗訓練中心
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　包進平/中煤集團南京設計研究院

摘要：介紹了HD6. 5 - 1 型大功率局部通風機利用阻性和耗能相結合的技術成功降噪的原理、結構和有關計算,并在通風機上進行了實際檢測。結果表明此種組合消聲技術有效地降低了通風機的工作噪聲,又減少了環(huán)境污染,因此，擴大了通風機的許用范圍。

關鍵詞:軸流式通風機　噪聲　應用

Abstract :The principle , structure and relative calculation of successful denoising by using blockage andenergy consumption technique for HD6. 5 - 1 powerful local fan are introduced , and the practical testing　is carried out on the fan. Results show that the complex silencing noise technique can effectively reduce　the working noise of the fan , and also reduce the pollution of the environment , thus , the fan service range　is extended.

Key words :　Axial fan 　Noise 　Application

１　引言

　通風設備的使用直接關系到安全生產和周邊地區(qū)的環(huán)境(主要是噪聲) 污染。目前國內大量采用的JBT 型軸流通風機,其工作噪聲之大對周圍環(huán)境及操作人員造成較大傷害。特別對于礦區(qū)(隧道) 等大端面、長距離掘進工作面的通風往往要28kW通風機2～3臺串聯使用,其噪聲問題更為嚴重。因此生產高效、大容量、低噪聲的通風機是發(fā)展及節(jié)能降耗的需要。

　軸流式HD - 6.5 型礦用局部通風機,通風量大(達450m3/ min) ,風壓高(達4500Pa) ,功率大(兩臺22kW交流電機) ,而噪聲卻可有效地控制在85～88dB。由此可見,其在消聲降噪的處理方面效果是顯著的。本風機采用中間兩級葉輪對旋,兩邊分別連接一對耗能消聲部件和阻性消聲部件。應用航空航天最先進的空氣動力學原理來設計關鍵件葉輪盤,以用來降低風機的空氣動力噪聲及風機旋轉噪聲,同時又采用了廣譜消聲措施,由阻性消聲和耗能消聲兩部分組成的消聲部件,使風機的噪聲有效降低到(85 +3) dB 水平以下。下面介紹的是本通風機消聲降噪的關鍵技術之一阻耗復合消聲技術。

２　阻性消聲器

2.1 理論分析
　　阻性消聲器的原理是利用聲阻進行消聲。實際工程中,主要是利用吸聲材料來制作阻性消聲器。當聲波通過襯貼有多孔吸聲材料的管道時,聲波將激發(fā)多孔材料中無數小孔內的空氣分子振動,其中一部分聲能將用于克服摩擦阻力和粘滯力變?yōu)闊崮芏�消耗掉。一般說,阻性消聲器具有良好的中高頻消聲性能,而低頻消聲性能較差,但實踐證明只要適當增加吸聲材料的厚度和密度以及較低的穿孔率,那么低中頻消聲性能也可大大改善。也就是說,可以用阻性消聲的原理來制作寬頻帶阻性消聲器。

　　在消聲器中,對于一定寬度的氣流通道,當頻率高至一定限度時,由于相應的波長比通道寬度(或直徑) 短,聲波呈束狀通過,所以很少與吸聲表面接觸,消聲器性能也會因此顯著下降,此頻率可按下述公式計算[1] :
　　f 上限= 1. 85 C／b2　　　　　　　　　�。�1）

　　式中　f 上限———消聲器上限截止頻率,Hz
　　　　　　 C ———聲速,常溫下為344m/ s
　　　　　　 b2 ———通道直徑或有效寬度,m

　　而對于一定厚度和密度的吸聲材料,當頻率低至一定限度時,由于波長太長,吸聲性能則會顯著下降。當吸聲系數降至共振吸聲系數的一半時,與此相應的頻率稱為下限截止頻率。
對于給定的吸聲材料,此頻率的大小主要取決于吸聲材料的厚度與密度。下限頻率可以按下式計算[1 ] :

　　　f 下限= β C／b1　　　　　　　　　　　　　　　（2)

　　式中　f 下限———消聲器下限頻率,Hz
　　　　 　b1 ———吸聲材料厚度,m
　　　　 　β———與吸聲材料類型、密度、護面穿孔率有關的系數,由試驗確定
　　　　 　C ———聲速,常溫下為344m/ s
　　 由(1) , (2) 兩式可見,減小通道直徑可以提高消聲器上限消聲頻率;吸聲材料的厚度和密度愈大,下限截止頻率就愈低。因此,設計時應盡量增加吸聲材料的厚度和密度,減小通道直徑。

　　阻性消聲器的消聲值計算可按賽賓公式來進行。一般在中低頻時,理論計算值與實測值能很好地吻合;在高頻時,理論計算值高于實測值。在上限截止頻率以下,可使用下面形式的賽賓公式[1] :
　　 ΔL 0 = 0. 815 kPL ／S　　　　　　　　　　�。�3)
式中　ΔL 0 ———沒有氣流時的消聲值,dB
　　　　 P ———消聲器通道端面周長,m
　　　　 S ———消聲器通道橫斷面積,m2
　　　　 L ———消聲器長度,m
　　　　 k ———無規(guī)入射的吸聲系數αT 的函數
　　k 取垂直入射吸聲系數α0 = 0.80 (較低值)時,對應的αT 為0.98[1] 。對應得出的k 為1.3 。
　　由賽賓公式可知,消聲量同材料的吸聲性能、幾何尺寸有關,消聲量正比于消聲器的長度和飾面周長,與橫斷面積成反比。因此,在條件允許的情況下,應盡可能選取吸聲性能好的多孔材料,同時要仔細設計通道的幾何尺寸,對于同樣截面的通道,盡量選用消聲器通道端面周長與其橫斷面積的比值P/ S 大的幾何形狀。
　　 消聲器通常選用插片式或蜂窩式結構,這是為了增加P/ S 值。但如果只是簡單增加P/ S值,則往往會使進入風機的氣流嚴重畸變,影響風機的效率,反而會使氣動噪聲大大增加。

　　

2.2 結構設計

　　綜合以上理論分析及通風機的實際結構,可在通風機的進、出氣口各加一段阻性消聲器,采用雙環(huán)面加徑向肋條的結構見圖1 。外環(huán)面是等直徑的圓筒,內環(huán)面實際上是沿軸向設置的消聲錐,在錐面與環(huán)面之間設置沿徑向及軸向布置的隔片。由前分析可知,增加隔片數量,可以提高P/ S 值,理論上可使消聲量及上限消聲頻率都隨之增加。但是,增加隔片數量又會使通風機結構復雜,除了增加加工成本外,氣流流阻也會增加,在肋條厚度不變時,氣流流動的總面積減小,氣流的流速及氣流再生噪聲都會相應增加[2] 。因此,需要找出各因素之間的相互影響關系,合理選取肋條數量。表1 給出了當D = 0.7m , d = 0.31m , B = 0.05m ,采用不同的肋條數時由式(1)、(2)、(4)、(5)、(6) 計算出的P、S 、P/ S 、f 下限,f 上限值。

　 　

　　在權衡各方面因素后,通風機采用了6 根肋條, 并在肋條、外環(huán)及圓錐中充以容重為35kg/ m3 的防水超細玻璃棉,外覆厚度為3mm的不銹鋼板,鋼板上開有直徑為5mm 的圓孔,穿孔率為24 % ,在鋼板下敷設一層玻璃布以保護玻璃棉。

2.3 設計計算
　　 由圖1 幾何尺寸可見,每一個小通道的面 積S 、周長P 可由下式確定:

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