流体传送设备控制.docx

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流体传送设备控制

流体输送设备控制

姓名：

白桠楠

学号：

20071523201

班级：

07自动化2班

流体输送设备控制

在石油、化工生产过程中，因工艺的需要，常需要将流体由低处送至高处，由低压设备送到高压设备，为了达到这些目的，必须对流体做功，以提高流体的能量，完成输送任务。

用于输送流体和提高流体压头的机械设备通称为流体输送设备。

其中输送液体和提高其压力的机械称为泵，而输送气体并提高其压力的机械称为风机和压缩机。

由于流体输送设备的控制主要是保证物料平衡的流量控制，因此流量控制系统中的一些特殊性和需要注意的问题都会在此出现。

为此，需要把流量控制中的有关问题再作简要的叙述。

首先流量控制对象的被控变量与控制变量是同一物料的流量，只是处于管路的不同位置，因此控制通道的特性，由于时间常数很小，基本上是一个放大倍数接近1的放大环节。

于是广义对象特性中测量变送及控制阀的惯性滞后不能忽略，使得对象、测量变送和控制阀的时间常数在数量级上相同且数值不大，组成的控制系统可控性较差，且频率较高，所以控制器的比例度必须放得大些。

为了消除余差，需引入积分作用。

通常，积分时间在0.1分到数分钟的数量级。

同时，基于流量控制系统的这个特点，控制阀一般不装阀门定位器，以免因阀门定位器引入所组成的串级副环，其震荡频率与主环频率相近而造成强烈震荡。

其次，流量信号的测量常用节流装置，由于流体通过截流装置时，喘动加大，使被控变量的信号常有脉动情况出现，并伴有高频噪声。

为此在测量时应考虑对信号的滤波，在控制系统中控制器不能加入微分作用，避免将高频噪声放大而影响系统的平稳工作，常采用比例积分调节规律。

在工程上，有时还在变送器与控制器之间接入反微分器，以提高系统的控制质量。

此外，还需要注意的是：

流量系统的广义对象的静态特性呈现非线性特性，尤其是采用节流装置而不加开方器进行流量的测量变送。

此时，常通过控制阀流量特性的正确选择，对非线性特性进行补偿。

至于对流量信号的测量精度要求，一般除直接作为经济核算用外，无需过高，只要稳定，偏差小就行。

有时为防止上游压力造成的干扰，需采用适当的稳压措施。

离心泵控制系统

1．1离心泵的工作原理及主要部件

离心泵是一种最常用的液体输送设备，离心泵是依靠离心泵翼轮旋转所产生的离心力，来提高液体的压力（俗称压头）。

转速越高，离心力越大，流体出口压力越高。

离心泵类型很多用于输送不同类型的液体有清水泵、热油泵、耐腐蚀泵等。

为达到不同的流量、压头范围在泵的构造上有单吸和双吸的，有单级和双级的；若按泵轴的位置则还可以分为立式和卧式的等等。

1．离心泵的基本结构（如图1-1所示）

图1-1离心泵结构示意图

1.泵体2.叶轮3.密封轴4.轴套5.泵盖6.泵轴7.托架8.联泵器9.轴承10.轴封装置11.吸入口

12.蜗形泵壳13.叶片14.吸入管15.底阀16.滤网17.调节阀18.排出管

离心泵的基本构造是由六部分组成的分别是叶轮，泵体，泵轴，轴承，密封环，填料函。

（1）叶轮是离心泵的核心部分，他转速高出力大，叶轮上的叶片又起到主要作用，叶轮在装配前要通过静平衡试验，叶轮上的内外表面要求光滑，以减少水流的摩擦损耗。

（2）泵体也称泵壳，它是水泵的主体。

起到支撑固定的作用，并与安装轴承的托架相连接。

（3）泵轴的作用是借连轴器和电动机相联接，将电动机的转距传给叶轮，所以它是传递机械的主要部件。

（4）轴承是套在泵轴上支撑泵轴的构件，有滚动轴承和滑动轴承两种。

滚动轴承使用牛油作为润滑剂加油要适当一般为2/3～3/4的体积太多会发热，太少又有响声并发热！

滑动滚轴使用的是透明油作润滑剂的，加油到油位线。

太多油要沿泵轴渗出并且漂溅，太少轴承又要过热烧坏造成事故。

在水泵运行过程中轴承的温度最高在85度一般运行在60度左右，如果高了就要查找原因（是否有杂质，油质是否发黑，是否进水）并及时处理！

（5）密封环又称减漏环。

叶轮进口与泵壳间的间隙过大会造成泵内高压区的水经此间隙流向低压区，影响泵得出水量，效率降低！

间隙过小会造成叶轮与泵壳摩擦产生磨损。

为了增加回流阻力减少内漏，延缓泵壳与叶轮的使用寿命，在泵壳内缘和叶轮外缘结合处装有密封环，密封的间隙保持在0.25～1.10mm之间为宜。

（6）填料函主要由填料，水封环，填料筒，填料压盖，水封管组成。

填料函的作用主要是为了封闭泵壳与泵轴之间的间隙，不让泵内的水流流到外面来也不让外面的空气进入到泵内。

始终保持水泵内的真空！

当泵轴与填料摩擦产生热量就要靠水封管注水到水封圈内使填料冷却！

保持水泵的正常运行。

所以在水泵的运行巡回检查过程中对填料函的检查是特别要注意的！

在运行600个小时左右就要对填料进行更换.

2．离心泵的过流部件

离心泵的过流部件有：

吸入室，叶轮，压出室三个部分。

叶轮是泵的核心，也是过流部件的核心。

泵通过叶轮对液体的做功，使其能量增加。

叶轮按液体流出的方向分为三类：

（1）离心式叶轮:

液体是沿着与轴线垂直的方向流出叶轮。

（2）混流式叶轮:

液体是沿着轴线倾斜的方向流出叶轮。

（3）液体流动的方向与轴线平行的。

叶轮按吸入的方式分为两类：

（1）单吸叶轮（叶轮从一侧吸入液体）。

（2）双吸叶轮（叶轮从两侧吸入液体）。

叶轮按盖板形式分为三类：

（1）封闭式叶轮。

（2）敞开式叶轮。

（3）半开式叶轮。

其中封闭式叶轮应用很广泛，前述的单吸叶轮双吸叶轮均属于这种形式。

3．离心泵的工作原理

工作前，泵体和进水管必须灌满水形成真空状态，当叶轮快速转动时，叶片促使水很快旋转，旋转着离心泵的工作原理是：

离心泵所以能把水送出去是由于离心力的作用。

水泵在的水在离心力的作用下从叶轮中飞出，泵内的水被抛出后，叶轮的中心部分形成真空区域。

水源的水在大气压力或水压的作用下通过管网压到了进水管内。

这样循环不已，就可以实现连续抽水。

在此值得一提的是：

离心泵启动前一定要向泵壳内充满水以后，方可启动，否则将造成泵体发热、震动、出水量减少，对水泵造成损坏（简称“气蚀”）造成设备事故！

由于离心泵的吸入高度有限，控制阀如果安装在进口端，会出现汽缚和气蚀现象。

汽缚现象是指，若离心泵在启动前，未灌满液体，壳内存在真空，使密度减小，产生的离心力就小，此时在吸入口所形成的真空度不足以将液体吸入泵内。

所以尽管启动了离心泵，但不能输送液体。

气蚀现象是指，当泵的安装位置不合适时，液体的静压能在吸入管内流动克服位差、动能、阻力后，在吸入口处压强降至该温度下液体的饱和蒸汽压PV时，液体会汽化，并逸出所溶解的气体。

这些气泡进入泵体的高压区后，遽然凝结，产生局部真空，使周围的液体以高速涌向气泡中心，造成冲击和震动。

大量气泡破坏了液体的连续性，阻塞流道，增大阻力，使流程、扬程、效率明显下降，严重时泵不能正常工作，给泵以破坏。

4．离心泵的主要性能参数

离心泵铭牌上标注的参数有

（1）流量

（送液能力）：

指单位时间内泵能输送的液体量[L/s，m3/h]

（2）扬程

（泵的压头）：

指单位重量液体流径泵后所获得的流量。

[m液柱]

测定压头的实验，如图3.1-2所示如下：

在1-1与2-2截面间列伯努利方程

注意：

泵的扬程不能仅仅理解为升举高度。

（3）功率和效率图1-2离心泵测压实验

①有效功率：

单位时间内液体由泵实际得到的功。

[w]

②轴功率：

泵轴从电动机得到的实际功率

③效率

1.2离心泵的工作特性

1.离心泵的特性

离心泵的压头

、排量

、和转速

之间的函数关系，称为泵的特性。

离心泵的特性可用下列经验公式来表示：

（1-1）

2．离心泵的管路特性

离心泵的工作点与离心泵工作特性有关，还与管路系统的阻力有关。

管路特性是管路系统中流体的流量与管路系统阻力的相互关系。

图示如（1-4）、（1-5）：

图中

是液体提升高度所需的压头，即升扬高度，图1-3离心泵不同转速下特性曲线

当设备安装位置确定时，该项恒定；

是用于克服管路两端静压差所需的压头，即

是液体的重度。

当设备压力稳定时，该项变化也不大；

是用于克服管路摩擦损耗的压头，该项与流量平方值近似成比例；

是控制阀两端的压降。

当控制阀开度一定时，与流量平方值成比例，即该项与流量和阀门开度有关。

因此，管路压头

与流量之间的关系如上图示，可表示为：

（1-1）

图1-4管路特性与离心泵特性图1-5管路系统阻力分布

3．离心泵的工作点

离心泵的工作点——泵特性曲线与管路特性曲线的交点。

若交点M在高效率区，则工作点为适宜的。

将泵的特性H～Q曲线与管路的特性He～Qe曲线绘在同一坐标中，两曲线的交点M称为离心泵的工作点。

如图1-3所示说明：

（1）泵的工作点由泵的特性和管路的特性共同决定，可通过联立求解泵的特性方程和管路的特性方程得到；

（2）安装在管路中的泵，其输液量即为管路的流量；在该流量下泵提供的扬程也就是管路所需要的外加压头。

因此，泵的工作点对应的泵压头和流量既是泵提供的，也是管路需要的。

工作点对应的各性能参数

反映了一台泵的实际工作状态。

图1-6离心泵的工作点示意图

1.3离心泵的控制方案

由于生产任务的变化，管路需要的流量有时是需要改变的，这实际上是要改变泵的工作点。

由于泵的工作点由管路特性和泵的特性共同决定，因此改变泵的特性和管路特性均能改变工作点，从而达到改变流量的目的。

1．改变控制阀的开度

改变控制阀的开度即改变出口阀开度与管路局部阻力有关，后者与管路的特性有关。

所以改变出口阀的开度实质上就是改变管路的特性。

阀门开度增大，阻力下降，管路曲线变平坦，工作点由M变为M2，泵所提供的压头He下降，流量Q上升。

阀门开度减小，阻力上升，管路曲线变陡峭，工作点由图1-7改变阀门开度时工作点变化

M变为M1，泵所提供的压头He上升，流量Q下降。

采用阀门调节流量快速简便，且流量可连续变化，适合化工连续生产的要求，因此应用广泛。

其缺点是当关小阀门时，管路阻力增加，消耗部分额外的能量，实际上是人为增加管路阻力来适应泵的特性。

且在调节幅度较大时，往往使离心泵不在高效区下工作，机械效率差不是很经济。

其控制方案如图1-8所示：

2．调节泵的转速图1-8直接节流控制系统图

改变泵的转速，使离心泵流量特性形状变化，可调节流量。

这种控制方案需要改变泵的转速，采用的调速方法如下：

①当电动机为原动机时，采用电动调速装置。

②当汽轮机为原动机时，采用调节导向叶片角度或蒸汽流量。

③采用变频调速器，或利用原动机与泵联结轴的变速器。

采用这种控制方案时，在液体输送管线上不需要安装控制阀，因此，不存在hv项的阻力损耗，机械效率较高。

图1-9改变泵转速时工作点变化

该控制方案在重要的大功率离心泵装置中，有逐渐扩大采用的趋势。

但具体实现这种方案较复杂，所需设备费用亦较高。

转速n下降，工作点由M变为M2,泵所提供的压头He下降，流量Q下降；

转速n上升，工作点由M变为M1,泵所提供的压头He上升，流量Q上升。

如图示，n2

这种调节流量的方法合理、经济，但曾被认为是操作不方便，并且不能实现连续调节。

但随着现代工业技术的发展，无级变速设备

在工业中的应用克服了上述缺点。

是该种调节方法能够使泵在高效区工作，这对大型泵的节能尤为重要。

3．旁路控制

旁路控制方案如图1-11所示：

图1-11旁路控制

该控制方案结构简单，控制阀口径相对较小，但由泵供给的能量消耗于控制阀旁路的那部分液体，因此，总机械效率较低。

当流体黏度高或液体流量测量较困难，而管路阻力较恒定时，该控制方案可采用压力作为被控变量，稳定出口压力，间接控制流量。

1.4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。

由于这些类型的泵均有一个共同的结构特点，即泵的运动部件与机壳之间的空隙很小，液体不能在缝隙中流动，所以泵得排量大小与管路系统基本无关。

如往复泵只取决于单位时间内往复次数及冲程的大小，而旋转泵仅取决于转速，它们的特性曲线大体如图1-12所示。

基于这类泵的排量与管路阻力基本无关，故绝不图1-12容积式泵的特性曲线

能采用出口处直接节流的方法来控制排量，一旦出口阀关死，将造成泵损、机毁的危险。

容积式泵常用的控制方式有：

（1）改变原动机的转速。

此法同离心泵的调速法。

（2）改变往复泵的冲程。

多数情况下，这种方法调节冲程机构较复杂，且有一定的难度，只有在一些计量泵等特殊往复泵才考虑采用。

（3）调节回流量。

其方案构成与离心泵的相同，这是此类泵最简单易行而常用的控制方式。

在生产过程中，有时常采用如图1-13所示的控制方法。

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，必须在两个系统参数的整定上加以考虑。

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。

图1-13往复泵出口压力和流量控制

近年来，离心式压缩机的应用日益增加，对于这类压缩机的控制，还有一个殊的问题，就是“喘振”现象。

图1-14是离心式压缩机的特性曲线，即压缩机的出口与入口的绝对压力之比p2／p1与进口体积流量Q之间的关系曲线。

图中n是离心机的转速，且有n1＜n2＜n3。

由图可见，对应于不同转速n的每一条p2／p1～Q曲线，都有一个最高点。

此点之右，降低压缩比p2／p1会使流量增大，即ΔQ/Δ（p2／p1）为负值。

在这种情况下，压缩机有自衡能力，表现在因干扰作用使出口管网的压力下降时，压缩机能自发地增大排出量，提高压力建立新的平衡；此点之左，降低压缩比，反而使流量减少，即ΔQ/Δ（p2／p1）为正值，这样的对象是不稳定的，这时，如果因干扰作用使出口管网的压力下降时，压缩机不但不增加输出流量，反而减少排出量，致使管网压力进一步下降，因此，离心式压缩机特性曲线的最高点是压缩机能否稳定操作的分界点。

在图1-14中，联接最高点的虚线是一条表征压缩机能否稳定操作的极限曲线，在虚线的右侧为正常运行区，在虚线的左侧，即图中的阴影部分是不稳定区。

　　　图1-14离心式压缩机特性曲线图1-15喘振现象示意图

 对于离心式压缩机，若由于压缩机的负荷（即流量）减少，使工作点进入不稳定区，将会出现一种危害极大的“喘振”现象。

图1-15是说明离心式压缩机喘振现象的示意图。

图中QB是在固定转速n的条件下对应于最大压缩比（p2／p1）B的体积流量，它是压缩机能否正常操作的极限流量。

设压缩机的工作点原处于正常运行区的点A，由于负荷减少，工作点将沿着曲线ABC方向移动，在点B处压缩机达到最大压缩比。

若继续减小负荷，则工作点将落到不稳定区，此时出口压力减小，但与压缩机相连的管路系统在此瞬间的压力不会突变，管网压力反而高于压缩机出口压力，于是发生气体倒流现象，工作点迅速下降到C。

由于压缩机在继续运转，当压缩机出口压力达到管路系统压力后，又开始向管路系统输送气体，于是压缩机的工作点由点C突变到点D，但此时的流量QD＞QB，超过了工艺要求的负荷量，系统压力被迫升高，工作点又将沿DAB曲线下降到C。

压缩机工作点这种反复迅速突变的过程，好象工作点在“飞动”，所以产生这种现象时，又被称作压缩机的飞动。

人们之所以称它为喘振，是由于出现这一现象时，由于气体由压缩机忽进忽出，使转子受到交变负荷，机身发生振动并波及到相连的管线，表现在流量计和压力表的指针大幅度摆动。

如果与机身相连接的管网容量较小并严密，则可听到周期性的如同哮喘病人“喘气”般的噪声；而当管网音量较大，喘振时会发生周期性间断的吼响声，并使止逆阀发出撞击声，它将使压缩机及所连接的管网系统和设备发生强烈振动，甚至使压缩机遭到破坏。

喘振是离心式压缩机所固有的特性，每一台离心式压缩机都有其一定的瑞振区域。

负荷减小是离心式压缩机产生喘振的主要原因；此外，被输送气体的吸入状态，如温度、压力等的变化，也是使压缩机产生喘振的因素。

一般讲，吸入

气体的温度或压力越低，压缩机越容易进入喘振区。

2．防喘振控制方案

由上可知，离心式压缩机产生端振现象的主要原因是由于负荷降低，排气量小于极限值QB而引起的，只要使压缩机的吸气量大于或等于在该工况下的极限排气量即可防止喘振。

工业生产上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，现简述如下。

（1）固定权限流量法对于工作在一定转速下的离心式压缩机，都有一个进入喘振区的极限流量QB，为了安全起见，规定一

个压缩机吸入流量的最小值QP，且有QP＜QB。

固定极限流量法防喘振控制的目的就是在当负荷变化时，始终保证压缩机的入口流量Q1不低于QP值。

图1-16是一种最简单的固定极限法防喘振控制方案，这种控制方案与图1-11所示的旁路控制在形式上相同，但其控制目的、测量点的位置不一样。

在这种方案中，测量点在压缩机的吸入管线上，流量控制器的给定值为QP，当压缩机的排气量因负荷变小且小于QP时，则开大旁路控制阀以加大回流量，保证吸入流量Q1＞QP，从而避免喘振现象的产生。

本方案结构简单，运行安全可靠，投资费用较少，但当压缩机的转速变化时，如按高转速取给定值，势必在低转速时给定值偏高，能耗过大；如按低转速取给定值，则在高转速时仍有因给定值偏低而使压缩机产生喘振的危险。

因此，当压缩机的转速不是恒定值时，不宜采用这种控制方案。

　图1-16防喘振旁路控制　　　　　　图1-17防喘振曲线

（2）     可变极限流量法当压缩机的转速可变时，进入喘振区的权限流量也是变化的。

图l-17上的喘振极限线是对应于不同转速时的压缩机特性曲线的最高点的连线。

只要压缩机的工作点在喘振极限线的右侧，就可以避免喘振发生。

但为了安全起见，实际工作点应控制在安全操作线的右侧。

安全操作线近似为抛物线，其方程可用下列近似公式表示：

（2）

式中Tl——入口端绝对温度；

Q1——入口流量；

a，b——系数，一般由压缩机制造厂提供。

p1、p2、T1、Q1可以用测试方法得到。

如果压缩比

，工况是安全的；如果压缩比

，其工况将可能产生喘振。

假定在压缩机的入口端通过测量压差ΔP1来测量流量Q1，ΔP1与Q1的关系为：

（3）

式中P——介质密度；

K——比例系数。

根据气体方程可知：

式中z——气体压缩因子；

R——气体常数；

T1——入口气体的绝对温度；

P1——入口气体的绝对压力；

M——气体分子量。

将上式代入式（3），可得：

（4）

其中

，是一个常数。

将式（4）代入式

（2），得

（5）

因此，为了防止喘振，应有：

（6）

图1-18就是根据式（6）所设计的一种防喘振控制方案。

压缩机入口、出口压力pl、p2经过测量、变送器以后送往加法器∑，得到（p2-ap1）信号，然后乘以系数r/bK2，作为防喘振控制器FC的给定值。

控制器的测量值是测量入口流量的压差经过变送器

图1-18变极限流量防喘振控制方案

后的信号。

当测量值大于给定值时，压缩机工作在正常运行区，旁路阀是关闭的；当测量值小于给定值时，这时需要打开旁路阀以保证压缩机的入口流量不小于给定值。

这种方案属于可变极限流量法的防喘振控制方案，这时控制器FC的给定值是经过运算得到的，因此能根据压缩机负荷变化的情况随时调整入口流量的给定值，而且由于这种方案将运算部分放在闭合回路之外，因此可象单回路流量控制系统那样整定控制器参数。