第九章 典型化工单元的控制方案Word格式文档下载.docx

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①管路两端的静压差引起的压头hp。

式中p1、p2分别是管路系统的入口与出口处的压力，ρ为流体的密度，g为重力加速度。

由于工艺系统在正常操作时p1、p2基本稳定，所以这项也是比较平稳的。

②管路两端的升扬高度hL。

工艺系统中管路和设备安装就绪后，这项将是恒定的。

③管路中的摩擦损失压头hf。

hf与流量的平方值近似成比例关系。

④控制阀两端节流损失压头hv。

在阀门开度一定时，hv也与流量的平方值成正比关系，当阀门的开度变化时，hv也跟着变化。

管路总阻力为HL，则：

HL＝hp十hL十hv十hf（9—2）

式（9—2）即为管路特性的表达式，图9．1-2中画出了它的特性曲线。

当系统达到稳定工作状态时，泵的压头H必然等于HL，这是建立平衡的条件。

图9．1-2中泵的特性曲线与管路特性曲线的交点C，即是泵的一个平衡工作点。

工作点C的流量应符合工艺预定的要求，可以通过改变hv或其他的手段来满足这一要求，这也是离心泵的压力（流量）的控制方案的主要依据。

（1）直接节流法

改变直接节流阀的开度，即改变了管路特性，从而改变了平衡工作点C的位置，达到控制的目的。

图9．1-3表示了系统工作点的移动情况及控制方案的实施。

需要注意的是，这种直接节流法的节流阀应安装在泵的出口管线上，而不能装在泵的吸入管道上。

否则由于hv的存在会出现“气缚”及“气蚀”现象，对泵的正常运行和使用寿命都是至关重要的。

气缚是指由于hv的存在，使泵的入口压力下降，从而可能使液体部分气化，造成泵的出口压力下降，排量降低甚至到零，离心泵的正常运行遭到破坏。

气蚀是指由于hv的存在，造成部分气化的气体到达排出端时，因受到压缩而重新凝聚成液体，对泵内的机件会产生冲击，将损伤泵壳与叶轮，犹如高压差控制阀所受到的那种气蚀。

因此气蚀将会引起泵的损坏。

基于以上的原因，直接节流阀必须安装在离心泵的出口管线上。

直接节流法控制方案的优点是简便而易行。

但在小流量运行时，能量部分消耗在节流阀上，使总的机械效率较低。

所以这种方案在离心泵的控制中是较为常用的，但当流量低于正常排量30％时，不宜采用本方案。

（2）改变泵的转速n

这种控制方案以改变泵的特性曲线，移动工作点，来达到控制流量的目的。

图9．1-4表示这种控制方案及泵特性变化改变工作点的情况。

改变泵转速常用的方法采用变频调速等装置对电动机进行调速。

改变泵转速来控制离心泵的排量或压头，这种控制方式具有很大的优越性。

主要是管路上无需安装控制阀，因此管路系统总阻力HL中hv等于零，减少了管路阻力的损耗，泵的机械效率高，从节能角度是极为有利的。

（3）改变旁路回流量

图9．1-5所示为改变旁路回流量的控制方案。

它是在泵的出口与入口之间加一旁路管道，让一部分排出量重新回到泵的入口。

这种控制方式实质也是改变管路特性来达到控制流量的目的。

当旁路控制阀开度增大时，离心泵的整个出口阻力下降，排量增加，但与此同时，回流量也随之加大，最终导致送往管路系统的实际排量减少。

显然，采用这种控制方式必然有一部分能量损耗在旁路管路和阀上，所以，机械效率也是较低的。

但它具有可采用小口径控制阀的优点，因此在实际生产过程中还有一定的应用。

2．容积式泵的控制方案

容积式泵有两类，一类是往复泵，包括活塞式、柱塞式等；

另一类是直接位移式旋转泵，包括椭圆齿轮式、螺杆式等。

随着原动机的旋转，泵的机械部件直接将一定容积的液体压出泵体，顾名思义，所以叫作容积式泵。

由于这些类型的泵均有一个共同的结构特点，即泵的排出平均流量与管路系统无关。

只取决于单位时间内的往复次数或转速。

由于容积式泵的排出平均流量与管路阻力无关，所以不能采用出口节流的方法来控制流量，一旦出口阀关死，将造成泵体损坏。

容积式泵常用的控制方式有：

①改变原动机的转速。

②调节回流量。

在生产过程中，有时采用如图9．1-6所示的利用旁路阀控制压力，用节流阀来控制流量。

这种方案因同时控制压力和流量两个参数，两个控制系统之间相互关联。

要达到正常运行，必须在两个系统的参数整定上加以考虑。

通常把压力控制系统整定成非周期的调节过程，从而把两个系统之间的工作周期拉开，达到削弱关联的目的。

二、压缩机的常规控制方案

气体输送设备按照所提高的压头可分为：

1.送风机：

出口压力小于0.01MPa。

2.鼓风机：

出口压力在0.01～0.13MPa

之间。

3.压缩机：

出口压力大于0.3MPa。

它们的流量控制方案基本相似，因此以压缩机为代表，分析它们的控制方案。

压缩机与泵一样，也有往复式与离心式之分。

压缩机的流量控制与泵的流量控制非常相似，即调速、旁路与节流。

但由于压缩机输送的是气相介质，所以往复式压缩机也可采用吸入管节流的控制方案。

往复式压缩机主要用于流量小，压缩比较高的场合。

离心式压缩机自60年代以来，随着石油化工向大型化发展，它也迅速地向着高压、高速、大容量和高度自动化方向发展，与往复式压缩机相比较，它具有如下优点：

①体积小，重量轻，流量大。

②运行率高，易损件少，维修简单。

③供气均匀，运转平稳，气量控制的变化范围广。

④压缩机的润滑油不会污染被输送的气体。

⑤有较好的经济性能。

离心式压缩机本身结构特性决定了这类设备具有一些特定问题，例如喘振、轴向推力大等。

生产过程中离心式压缩机常常是处于大功率、高速运转、单机运行状态，因而确保它的安全运行是极为重要的。

通常一台大型离心式压缩机需要设立以下自控系统。

①气量控制系统。

即出口排量或压力控制，也就是负荷控制系统。

控制方式与离心泵的控制类似，如直接节流法，改变转速和改变旁路回流量等。

②防喘振控制系统。

喘振现象是由离心式压缩机结构特性所引起的，而且对压缩机的正常运行危害极大。

为此，必须专门设置防喘振控制系统，确保压缩机的安全运行。

③压缩机的油路控制系统。

离心式压缩机的运行系统中需用密封油、润滑油及控制油等，这些油的油压、油温需有联锁报警控制系统。

④压缩机主轴的轴向推力、轴向位移及振动的指示与联锁保护系统。

其中第③和第④控制系统不属于过程控制专业，需要时可查阅相关书籍。

三、离心式压缩机的防喘振控制

1．喘振现象及原因

离心式压缩机运行过程中可能会出现一种现象，当负荷低于某一数值时，气体的输送遭到破坏，气体的排出量时多时少，忽进忽出，发生强烈振荡，并发出如同哮喘病人“喘气”的噪声。

此时可看到气体出口压力表、流量表的指示大幅度波动。

随之机身也会剧烈振动，并带动出口管道厂房振动，压缩机将会发出周期性间断的吼响声。

如不及时采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。

这种现象就是离心式压缩机的喘振，或称飞动。

喘振现象是离心式压缩机安全运行的最大的威协，由于喘振引起短时间的气体回流，可能造成轴位移，极易造成设备损坏。

喘振是离心式压缩机的“驼峰”特性曲线

引起的。

图9．1-7所示为在某一转速下离心式

压缩机的特性曲线，它是压缩机的出口绝压p2

与入口绝压pl之比（或称压缩比）和入口体积流量

Q的关系曲线。

由图中可看出，这种驼峰型的特

性曲线具有极值点T。

在极值点两侧压缩比与Q

之间的关系是相反的。

工作点建立在极值点右侧

是稳定的，而在极值点左侧则为不稳定的。

工作

点的稳定与否是指流体输送系统在经受一个较小

的干扰而偏离该工作点后，系统能否自动返回到

原来的工作点。

现分析图9．1-7中极值点右侧

的工作点M1。

当由于某种原因使系统压力p2下降时，工作点沿特性曲线下滑，随之压缩机的排量Q增大。

因为整个管网系统是定容积的，所以Q的增大必将使系统压力p2回升，也就自动地把工作点拉回到原来的Ml点上。

而对M点来讲，它是T点左侧的工作点。

由于某种原因使系统压力p2下降，工作点同样沿特性曲线下滑，随后压缩机的排量Q也下降，对于定容系统来说，将进一步导致压力下降，工作点继续沿特性曲线下滑而不能返回M点，所以是不稳定的工作点。

正由于特性曲线极值点的存在，一旦工艺负荷下降，使工作点移入极值点左侧，成为不稳定的工作点。

此时，系统稍有扰动，就不能稳定下来，出现气体排量强烈振荡而引起的喘振现象。

离心式压缩机在不同转速n下，极值点对应

的极限流量Qp是不一样的，转速n越高，极限流量Qp

也越大。

把不同转速n下特性曲线的极值点连接起来，

所得曲线称为喘振极限线，其左侧部分为不稳定的喘振

区，即图9．1-8中的阴影部分。

图中也表示出，因为

n3＞n2＞n1，所以QP3＞QP2＞Qpl。

2．防喘振控制系统

由上述可知，在一般情况下，负荷的减少是压缩

机喘振的主要原因。

因此，要确保压缩机不出现喘振，

必须在任何转速下，通过压缩机的实际流量都不小于

喘振极限线所对应的极限流量Qp。

根据这个基本思路，

可采取压缩机的循环流量法。

即当负荷减小时，采取

部分回流的方法，既满足工艺负荷要求，又使Q＞QP。

常用的控制方案有固定极限流量法和可变极限流量法两种防喘振控制系统。

（1）固定极限流量防喘振控制

让压缩机通过的流量总是大于某一定值流量，当不能满足工艺负荷需要时，采取部分回流，从而防止进入喘振区运行，这种防喘振控制称为固定极限流量法。

图9．1-9所示为固定极限流量防喘振控制的实施方案。

在压缩机的吸入气量Ql＞Qp时，旁路阀关死；

当Ql＜Qp时，旁路阀打开，压缩机出口气体部分经旁路返回到入口处。

这样，使通过压缩机的气量增大到大于Qp值，实际向管网系统的供气量减少了，既满足工艺的要求，又防止了喘振现象的出现。

固定极限流量防喘振控制方案设定的极限流量值Qp是一定值。

正确选定Qp值，是该方案正常运行的关键。

对于压缩机处于变转速的情况下，为保证在各种转速下，压缩机均不会产生喘振，则需选最大转速时的喘振极限流量作为流量控制器FC的给定值，如图9．1-10中选定的Qp值。

固定极限流量防喘振控制具有实现简单，使用仪表少，可靠性高的优点。

但当压缩机低速运行时，虽然压缩机并未进入喘振区，而吸入气量也有可能小于设置的固定极限值（按最大转速极限流量值设定），旁路阀打开，部分气体回流，造成能量的浪费。

因此，这种防喘振控制适用于固定转速的场合或负荷不经常变化的生产装置。

（2）可变极限流量防喘振控制

可变极限流量防喘振控制是在整个压缩机负荷变化范围内，设置极限流量跟随转速而变的一种防喘振控制。

实现可变极限流量防喘振控制，关键是确定压缩机喘振极限线方程。

通过理论推导可获得喘振极限线的数学表达式。

在工程上，为了安全上的原因，在喘振极限线右边建立了一条“安全操作线”，对应的流量要比喘振极限流量略大5%～l0%。

为此，要完成压缩机的变极限流量防喘振控制，需解决以下两个问题：

①安全操作线的数学方程的建立。

②用仪表等技术工具实现上述数学方程的运算。

安全操作线可用一个抛物线方程来近似，如图9．1-11所示。

操作线方程一般由厂家给出，常用的有下列几种形式：

①

（9—3）

②

（9—4）

③

（9—5）

式中p1、p2——分别为吸入口、排出口的绝对压力；

Q1——吸入口气体的体积流量；

Tl——吸入口气体的绝对温度；

a、b、a0、al、a2——均为常数，一般由制造厂提供；

H多变——反映压缩比的一个指标，称为压缩机的多变压头。

下面以式（9—3）所示的操作线方程，说明如何组成一个可变极限流量防喘振控制系统。

式（9—3）中a、b两个常数由制造厂供给，其中对于常数a，有三种不同的情况，可分为a等于零、大于零和小于零，所对应的安全操作线如图9．1-12所示。

通常气量的测量用差压法，因此还需对式（9—3）作进一步的推导。

把式中流量Ql以差压法测得的Δpl来代替：

（9—6）

式中K——流量系数；

ρ1——入口处气体的密度。

根据气体方程：

（9—7）

式中M——气体分子量；

Z——气体压缩修正系数；

R——气体常数；

pl、T1——入口处气体的绝对压力和绝对温度；

p0、T0——标准状态下的绝对压力和绝对温度。

把式（9一7）代入式（9—6）并化简后得：

（9—8）

式中

把式（15—8）代入式（15—3）可得：

（9—9）

式（9—9）即为用差压法测量入口处气体流量时，喘振安全操作线方程的表达式。

根据式（9—9），可以演化出多种表达形式，从而组成不同形式的可变极限流量防喘振控制系统。

例如将式（9—9）改写为：

（9—15）

则按式（9—15）组成图9．1-13所示的可变极限流量防喘振控制系统。

当

时旁路阀将打开，防止了压缩机出现喘振。

式（9—9）也改写成：

（9—11）

按式（9—11）可组成如图9．1-14所示的可变极限流量防喘振控制系统。

时，旁路阀将打开，防止了压缩机喘振。

图9．1-14可变极限防喘振控制系统之二

在某些引进装置中，有时也对式（9—15）采用简化形式，如合成氨装置，令a=0，此时安全操作线方程简化为：

（9—12）

此时的可变极限流量防喘振控制系统如图9．1-15所示。

比较图9．1-14和图9．1-15两种可变极限流量防喘振控制系统可以看出，图9．1-14所示系统运算部分在闭环控制回路之外，因此系统能按单回路流量系统进行整定，比较简单。

同样，也可令a=1，操作线方程为：

（9—13）

此时也能组成相应的系统，在此不再一一列举了。

组成防喘振控制系统时，有时还需要注意一点，在某些工业设备上，往往不能在压缩机入口管线上测量流量。

例如当压缩机入口压力较低，压缩比又较大时，在入口管线上安装节流装置而造成压力降，为达到相同的排出压力，可能需增加压缩级，这是不经济的。

此时，将在出口管线上安装节流装置，并根据进出口质量流量相同的情况，列出Δpl与出口流量的差压值Δp2之间的关系式，然后把安全操作线方程中Δpl替换掉，再用此方程组成防喘振控制系统。

例如对安全操作线方程为式（9—15）的情况，在压缩机的出口端测流量时，其质量流量Gm2与入口管线上的质量流量Gm1应相等，即

Gm1=Gm2

或为ρ1Q1=ρ2Q2（9—14）

式（9—14）也可改写成：

（9—15）

如果两个节流装置的流量系数K1=K2，则式（15—15）可化为：

（9—16）

把式（9—16）代入式（9—15）可得：

则有：

（9—17）

按式（9－17）可组成在压缩机的出口端测流量时的防喘振控制系统。

对式（15—17）也可以简化，如a=0时：

（9—18）

式中进出口温度比

一般情况下也是一个恒值。

根据式（9—18）可构成节流装置安装在出口管上的可变极限流量防喘振控制系统，如图9．1-16所示。

当图9．1-16中的

时，

旁路阀被打开，防止压缩机喘振现象的出现。

第二节传热设备的自动控制

一．概述

工业生产过程中常常常需要根据工艺的要求，对物料进行加热或冷却来维持一定的温度。

因此，传热过程是工业生产过程中重要的组成部分。

保证工艺过程的正常、安全运行，必须对传热设备进行有效的控制。

1．传热设备的分类

传热设备的类型很多。

从热量的传递方式看有三种：

热传导、对流和热辐射。

实际传热过程中很少有以一种传热方式单独进行的，而是两种或三种方式综合。

从进行热交换的两种流体的接触关系可分为三类：

直接接触式、间壁式和蓄热式。

在石油、化工等工业过程中，一般以间接换热较常见。

按冷热流体进行热量交换的形式看有两类：

一类是在无相变情况下的加热或冷却，另一类是在相变情况下的加热或冷却。

如按结构型式来分，则有列管式、蛇管式、夹套式和套管式等，见图9．2-1所示。

主要的传热设备可归类如表9．2-l所示。

表9．2-l传热设备的类型

设备类型

载热体（冷、热源）情况

工艺介质情况

换热器

不起相变化，显热变化

温度变化，不起相变化

蒸汽加热器

蒸汽冷凝放热

升温，不起相变化

再沸器

有相变化

冷凝冷却器

冷剂升温或蒸发吸热

冷却或冷凝

加热炉

燃烧放热

升温或汽化

锅炉

汽化并升温

表9．2-l中的前四类传热设备以对流传热为主，有时把它们统称为一般传热设备。

加热炉、锅炉为工业生产中较为特殊的传热设备，它们有独特的结构和传热方式，在生产过程中又具有重要的用途。

此外，也有把蒸发器、结晶器、干燥装置等作为传热设备来考虑的。

2．传热设备的控制要求

在工业过程中进行传热的目的主要有下列三种：

（1）使工艺介质达到规定的温度。

对工艺介质进行加热或冷却。

有时在工艺过程进行中加入或除去热量，使工艺过程在规定的温度范围内进行。

（2）使工艺介质改变相态。

根据工艺过程的需要，有时加热使工艺介质汽化，也有冷凝除热，使气相物料液化。

（3）回收热量。

根据传热设备的传热目的，传热设备的控制主要是热量平衡的控制，取温度作为被控变量。

对于某些传热设备，也需要有约束条件的控制，对生产过程和设备起保护作用。

二．传热设备的特性

1．传热设备的静态特性

换热器是传热设备中较为简单的一种，其两侧介质（工艺介质和载热体）在换热过程中都没有相变化。

图中Gl为工艺介质的流量，G2为载热体的流量。

Tli、T2i分别为工艺介质及载热体的入口温度，T10、T20分别为工艺介质及载热体的出口温度，而cl、c2各为工艺介质与载热体的比热容。

对于图9．2-2所示的换热器，其静态特性主要是输入变量Tli、T2i、Gl、G2对输出变量T10的静态关系，如图9．2-3所示。

如果用函数形式来表示，则为

（9—19）

对象的静态特性就是要确定T10与Tli、T2i、Gl、G2之间的函数关系

。

静态特性的求得，

可以作为控制方案设计时系统的扰动分析。

静态放大系数也能作为系统整定分析以及控制流量特性选择的依据。

静态特性推导的两个基本方程式——热量平衡关系式及传热速率方程式分别如下。

热量平衡关系式：

在忽略热损失的情况下，冷流体所吸收的热量应等于热流体放出的热量：

（9—20）

式中q——传热速率，J/s；

G——质量流量，kg/h；

C——比热容，J/（kg·

℃）；

T——温度，℃。

传热速率方程式：

由传热定理可知，热流体向冷流体的传热速率应为：

q=KFΔT（9—21）

式中K——传热系数，kcal/（℃·

m2·

h）；

F——传热面积，m2；

ΔT——平均温差，℃。

其中平均温差ΔT对于逆流、单程的情况为对数平均值：

（9—22）

式中Δt1=T2i-T10

Δt2=T20-T1i

≤2，或在（1/3）~3之间时，可采用算术平均值代替对数平均值，其误差在5%以内。

算术平均为：

（9—23）

采用算术平均值后，把式（16—5）及式（16—2）代入到式（16—3）中，经整理可得：

（9—24）

式（9—24）为逆流、单程列管式换热器静态特性的基本表达式。

其中各通道的静态放大倍数均可由此式推出。

a．工艺介质入口温度T1i对出口温度T10的影响，即ΔT1i→ΔT10通道的静态放大倍数。

对式（9—24）进行增量化，令ΔT2i=0，则可得：

（9—25）

由式（9—25）可求得ΔT1i→ΔT10通道的静态放大倍数为：

（9—26）

式（9—26）表明，ΔT10与ΔT1i之间为线形关系，其静态放大倍数为小于1的常数。

b．载热体入口温度T2i对工艺介质出口温度T10的影响，即ΔT2i→ΔT10通道的静态放大倍数。

同样对式（9—24）进行增量化，令ΔT1i=0，可得：

（9—27）

式（9—27）表明，ΔT10与ΔT2i之间也为线形关系。

c．载热体流量G2对工艺介质出口温度T10的影响，即ΔG2→ΔT10通道的静态放大倍数。

可通过对式（9—24）进行求导

，求取静态放大倍数为：

（9—28）

由式（9—28）可见，△G2→△T10通道的静态特性是一个非线性关系，从式（9—28）很难分清两者之间的关系，因此，常用图来表示这个通道的静态关系。

图9．2-4所示表示了这个关系，可以看出，当G2c2较大时，曲线呈饱和状，此时G2的变化，从静态来看，对T10的影响很微弱了。

d．工艺介质流量Gl对其出口温度T10。

的影响，即△G→△T10通道的静态放大倍数。

同样可通过对式（9—24）求导，求得

，其结果与式（9—28）相似，两者为