摘要：为确保压缩机在PTA装置中稳定可靠地运行，采用美国CCC公司世界最先进的压缩机控制工程和世界三大安全工程之一的德国HIMA工程的结合设计来实现防喘振控制；通过分析PTA装置中压缩机组防喘振控制的特点，对其算法进行消化，针对机组防喘振工程正常负荷下，利于防喘振阀的实时准确地动作，提出了解决方案。实践证明，控制效果良好，使机组效率最大化。
关键词：PTA；压缩机；PID控制算法；防喘振技术
0引言
　　所谓PTA装置就是利用压缩机组向反应器提供大量的空气来作为氧气原料，使PX装置充分进行化学反应生成CTA产品，CTA进入下道工艺，与氢气进行充分燃烧最终生产成PTA产品，PTA化学全称为精对苯二甲酸，是合成纤维的主要原料。
　　该机组需要维持工艺波动情况下压缩机出口压力的稳定，从而保证氧化反应的顺利进行。特别是反应器突然降负荷时，采用压力超驰和防喘振协调控制来防止压缩机喘振和出口压力大幅波动。蒸汽轮机通过主蒸汽阀调整进入汽轮机的蒸汽量来保证功率平衡，维持转速的稳定。
　　空气压缩机采用蒸汽轮机和尾气膨胀机联合驱动，在设计条件下，实现由副产蒸汽和氧化尾气回收的能量满足压缩机的消耗，即能量平衡。
　　整个化学反应流程对压缩机组的出口压力和风量的大小都有非常严格的要求，否则不能充分进行结晶和催化燃烧。而且压缩机转速恒定不变，同时需要控制压缩机组的喘振现象，需要专业操作员的实时监控，自动控制，可靠性高，便于维护。
　　通常压缩机控制工程采用TS3000、GE、AB、西门子等PLC和上位机进行监控，针对PTA装置的复杂机组，根据实际情况和要求，采用了CCC控制器来实现对压缩机组的监测和控制，通过分析PTA装置中压缩机组防喘振控制的特点，对其算法进行消化补充；并且针对机组防喘振工程正常负荷下，利于防喘振阀的实时准确地动作，提出了解决方案；实践证明控制效果良好，有效地控制了压缩机的喘振现象。使机组效率最大化。
1工程分析
　　实现PTA生产过程中压缩机组的防喘振控制，首先要了解整套机组的工作性能。压缩机在工作运转过程中，当机组进口气体流量小于该工况下的最小流量限制时，机组将从工作区进入喘振区，这时机组连同其外围及相关变送器一起做周期性的大幅度的振动，工程上称为喘振。为确保压缩机稳定可靠地运行工作。工程上将压缩机出口气体的一部分抽出经过一个控制阀返回到压缩机进口处，控制该阀的开度就可改变实际进入压缩机的气量，不至于小于喘振流量。该阀又称“喘振阀”，见图1。


　　1）防喘振控制器通过打开回流阀来保护压缩机；
　　2）打开回流阀降低了压缩机工程阻力；
　　3）从而使压缩机远离喘振。
　　防喘振技术是压缩机控制工程的关键技术之一。此技术所实现的是当压缩机组现行工作点越过喘振线，进入喘振区发生喘振，防喘振阀迅速打开、喘振消失后防喘振阀会慢慢关闭。机组安全可靠运行时，工况点在防喘振线右侧，见图2。


　　典型的压缩机性能曲线图包括：（Qs，Hp），（Qs，Rc）或（Qs，pd）坐标工程。
　　其中：Qs为实际或标准体积流率的进口流量；Hp为多变压头；Rc为压缩比（pd/ps）；pd为压缩机出口压头；ps为压缩机进口压头；ks为等熵压缩指数。
　　根据生产工艺过程的需要，压缩机防喘振控制调节可分为两类：1）等压力调节，即机组流量发生变化时，要保持其排气压力稳定，即pOUT=Const为机组运行的工况线；2）等流量调节，即当压比发生变化时，要保持其进口流量的稳定，即Q=Const为机组运行的工况线。
2工程软件、硬件分析
　　考虑机组工作的重要性，采用1）CCCS5VANG-D10-02冗余工程；2）HIMAH51-HRS工程；3）应用CCCTrainTools编程软件；HIMAELOPⅡ编程软件；CCCTrainView监控软件等等。
　　控制器完成的主要任务是：
　　1）一个能够准确定义操作点及其相应的喘振极限的算法；
　　2）能够允许数字控制器进行快速及时的模拟控制的控制器执行速率；
　　3）控制响应能够针对不同的操作工况使用不同的安全裕度；
　　4）先进的控制方案能够防止回路间相互作用所产生的负面影响。
3工程算法分析及软件实现
　　防止喘振的唯一方法是增加回流或放空量，使操作点维持在远离喘振极限的操作范围内。但压缩额外流量会带来经济上的损失，所以控制工程必须精确确定压缩机运行点与喘振线之间的距离，从而维持一个充足但并不过度的回流量。CCC通过使用独特的喘振预测和防喘振控制算法的组合控制，在需要回流时能通过尽可能小的回流来保护压缩机组。
　　喘振极限相对于任何一个可测量的变量来说并不是固定的。相反，它是一个基于气体组成、压力、转速及导叶角度的复杂函数。所以CCC防喘振控制程序是通过一个与可能出现的任何过程变化均无关的多变量函数计算出喘振接近变量。以为这个函数是基于那些不变的工况以及压缩机配置，因此，CCC提供了一个定义此函数的灵活的方案。防喘振控制还能提供高限或低限回路。可以最多将3个单输入或多输入过程限制变量维持在一定范围内。
3.1防喘振控制的算法
　　喘振线上的各点可用至原点的斜率来表示，采用实测方式得到。见图2防喘振控制示意图。
　　1）喘振参数可以被定义为


　　2）喘振线各点即可用函数f1（hr）对应的值qr2计算；
　　3）引入参数DEV（偏差值）：DEV=d-喘振控制裕量。
　　4）参数DEV与压缩机的尺寸无关,但对每个压缩机描述的都是相同的。
3.2喘振线的动态分析
　　3.2.1对于分子量变化气体的压缩机防喘振保护
　　在多种坐标系中，一个压缩机的喘振极限将按气体分子量的变化而变化，所以，如果气体分子量可发生变化，趋进喘振的计算必须按一种坐标系，此坐标系尽可能地对这种变化无关。这可以通过选用一个坐标系，并不需要分子量参与计算或分子量能在计算中消除得以实现。
3.2.2气体特性及工艺条件
　　趋近喘振的计算是一个多种可测量工艺变量的函数，同时也与气体特性有关，而这些特性很少能实时地测出，这些工艺变量和特性包括：
　　孔板两端的压降Δpo；
　　多变效率Ηp；
　　功率消耗J；
　　等熵线指数K；
　　气体分子量M；
　　转速N；
　　绝对压力p；
　　气体常数R；
　　绝对温度T；
　　压缩因子Z。
　　非相关坐标工程将相关变量通过单位分析约简为数个坐标系，使其能够描述流体状态的一组无量纲参数。对任何工程来说，通常可得到多于一组的公式。采用这种方式，以下导出的无量纲参数可以用于描述一个涡轮压缩机。见图3无量纲参数喘振图。


　　一些非相关的坐标组在防喘振控制中将比其它的更有实际用途，这是由于动态工程中的参数较为容易测量。
　　除Ne以外，气体分子量的改变所影响的变量只与k的变化有关，而在绝大多数情况下这一变化甚小，可以忽略不计，正如防喘振控制中的参数一文中所介绍的，简化的流量。
　　可用在进口或出口测得的流量和压力独立计算得出。在实际应用中，最为有用的用于计算喘振趋近量非相关坐标系。对于多个转子组成的机组来说，一个单一的非相关的喘振趋近量只在没有旁路进口时才能被计算出，在有旁路进口时，每一压缩段应被本压缩段的有其特定算法的控制器所保护。
3.2.3带有旁路进口的压缩机
　　对于一台多段压缩机，而只有旁路的进口或出口的流量是通常被测量的，要计算简化流量，相应总流量除第一和最后一段的流量外其测量值必须从可取得的值计算得出。这些计算可由相应压缩段的质量平衡推导出来。
　　当一个旁路是流出压缩机时，三个流道中温度、压力的成分都是相同的（并不一定是常数）m.p.t.e在公式中互相消去，因为可以计算并将各气体分组分相同的质量流量相加，一个由两部分组合而成的非相关的喘振趋近计算为


　　采用简化功率的坐标系并不适用于多段压缩的机组，因为到目前为止，尚没有一种实际可行的方式来测定驱动每一段所需的功率。
　　当工艺条件减少总流量到低于最小喘振极限时机组就会严重损坏，所以机组至少需要两个控制回路：一个防喘振回路放置发生喘振，一个性能回路调节压缩能力等。
　　这些回路中大部分必须对其控制输出进行解耦，以防止控制输出使其它控制回路品质下降。例如，改变回流流量将会影响新的流量以及出口压力和进口压力，从而降低性能控制回路的精度。CCC控制程序内置解耦算法，此算法在任何时候控制输出改变时，通过调整每一个受影响控制元件来抵消这种控制回路间的相互影响，从而使这些回路能够提供更加可靠的喘振保护及更加精确的性能控制。
3.3满足工艺要求防喘振阀准确动作的措施
　　该工艺要求压缩机的出口压力和出口流量非常严谨，在整套机组运行中的防喘振工程正常负荷下出口压力经常会大于给定值，此时防喘振阀一直处于关闭状态，不能满足工艺要求，为克服这一现象，在程序中采用几种策略。
3.3.1性能控制策略
　　

阻耗复合消声技术在轴流式通风机上的应用

　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　陈　玲　李　超/南京师范大学工程实验训练中心
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　包进平/中煤集团南京设计研究院

摘要：介绍了HD6. 5 - 1 型大功率局部通风机利用阻性和耗能相结合的技术成功降噪的原理、结构和有关计算,并在通风机上进行了实际检测。结果表明此种组合消声技术有效地降低了通风机的工作噪声,又减少了环境污染,因此，扩大了通风机的许用范围。

关键词:轴流式通风机　噪声　应用

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

　通风设备的使用直接关系到安全生产和周边地区的环境(主要是噪声) 污染。目前国内大量采用的JBT 型轴流通风机,其工作噪声之大对周围环境及操作人员造成较大伤害。特别对于矿区(隧道) 等大端面、长距离掘进工作面的通风往往要28kW通风机2～3台串联使用,其噪声问题更为严重。因此生产高效、大容量、低噪声的通风机是发展及节能降耗的需要。

　轴流式HD - 6.5 型矿用局部通风机,通风量大(达450m3/ min) ,风压高(达4500Pa) ,功率大(两台22kW交流电机) ,而噪声却可有效地控制在85～88dB。由此可见,其在消声降噪的处理方面效果是显著的。本风机采用中间两级叶轮对旋,两边分别连接一对耗能消声部件和阻性消声部件。应用航空航天最先进的空气动力学原理来设计关键件叶轮盘,以用来降低风机的空气动力噪声及风机旋转噪声,同时又采用了广谱消声措施,由阻性消声和耗能消声两部分组成的消声部件,使风机的噪声有效降低到(85 +3) dB 水平以下。下面介绍的是本通风机消声降噪的关键技术之一阻耗复合消声技术。

２　阻性消声器

2.1 理论分析
　　阻性消声器的原理是利用声阻进行消声。实际工程中,主要是利用吸声材料来制作阻性消声器。当声波通过衬贴有多孔吸声材料的管道时,声波将激发多孔材料中无数小孔内的空气分子振动,其中一部分声能将用于克服摩擦阻力和粘滞力变为热能而消耗掉。一般说,阻性消声器具有良好的中高频消声性能,而低频消声性能较差,但实践证明只要适当增加吸声材料的厚度和密度以及较低的穿孔率,那么低中频消声性能也可大大改善。也就是说,可以用阻性消声的原理来制作宽频带阻性消声器。

　　在消声器中,对于一定宽度的气流通道,当频率高至一定限度时,由于相应的波长比通道宽度(或直径) 短,声波呈束状通过,所以很少与吸声表面接触,消声器性能也会因此显著下降,此频率可按下述公式计算[1] :
　　f 上限= 1. 85 C／b2　　　　　　　　　　（1）

　　式中　f 上限———消声器上限截止频率,Hz
　　　　　　 C ———声速,常温下为344m/ s
　　　　　　 b2 ———通道直径或有效宽度,m

　　而对于一定厚度和密度的吸声材料,当频率低至一定限度时,由于波长太长,吸声性能则会显著下降。当吸声系数降至共振吸声系数的一半时,与此相应的频率称为下限截止频率。
对于给定的吸声材料,此频率的大小主要取决于吸声材料的厚度与密度。下限频率可以按下式计算[1 ] :

　　　f 下限= β C／b1　　　　　　　　　　　　　　　（2)

　　式中　f 下限———消声器下限频率,Hz
　　　　 　b1 ———吸声材料厚度,m
　　　　 　β———与吸声材料类型、密度、护面穿孔率有关的系数,由试验确定
　　　　 　C ———声速,常温下为344m/ s
　　 由(1) , (2) 两式可见,减小通道直径可以提高消声器上限消声频率;吸声材料的厚度和密度愈大,下限截止频率就愈低。因此,设计时应尽量增加吸声材料的厚度和密度,减小通道直径。

　　阻性消声器的消声值计算可按赛宾公式来进行。一般在中低频时,理论计算值与实测值能很好地吻合;在高频时,理论计算值高于实测值。在上限截止频率以下,可使用下面形式的赛宾公式[1] :
　　 ΔL 0 = 0. 815 kPL ／S　　　　　　　　　　　（3)
式中　ΔL 0 ———没有气流时的消声值,dB
　　　　 P ———消声器通道端面周长,m
　　　　 S ———消声器通道横断面积,m2
　　　　 L ———消声器长度,m
　　　　 k ———无规入射的吸声系数αT 的函数
　　k 取垂直入射吸声系数α0 = 0.80 (较低值)时,对应的αT 为0.98[1] 。对应得出的k 为1.3 。
　　由赛宾公式可知,消声量同材料的吸声性能、几何尺寸有关,消声量正比于消声器的长度和饰面周长,与横断面积成反比。因此,在条件允许的情况下,应尽可能选取吸声性能好的多孔材料,同时要仔细设计通道的几何尺寸,对于同样截面的通道,尽量选用消声器通道端面周长与其横断面积的比值P/ S 大的几何形状。
　　 消声器通常选用插片式或蜂窝式结构,这是为了增加P/ S 值。但如果只是简单增加P/ S值,则往往会使进入风机的气流严重畸变,影响风机的效率,反而会使气动噪声大大增加。

　　

2.2 结构设计

　　综合以上理论分析及通风机的实际结构,可在通风机的进、出气口各加一段阻性消声器,采用双环面加径向肋条的结构见图1 。外环面是等直径的圆筒,内环面实际上是沿轴向设置的消声锥,在锥面与环面之间设置沿径向及轴向布置的隔片。由前分析可知,增加隔片数量,可以提高P/ S 值,理论上可使消声量及上限消声频率都随之增加。但是,增加隔片数量又会使通风机结构复杂,除了增加加工成本外,气流流阻也会增加,在肋条厚度不变时,气流流动的总面积减小,气流的流速及气流再生噪声都会相应增加[2] 。因此,需要找出各因素之间的相互影响关系,合理选取肋条数量。表1 给出了当D = 0.7m , d = 0.31m , B = 0.05m ,采用不同的肋条数时由式(1)、(2)、(4)、(5)、(6) 计算出的P、S 、P/ S 、f 下限,f 上限值。

　 　

　　在权衡各方面因素后,通风机采用了6 根肋条, 并在肋条、外环及圆锥中充以容重为35kg/ m3 的防水超细玻璃棉,外覆厚度为3mm的不锈钢板,钢板上开有直径为5mm 的圆孔,穿孔率为24 % ,在钢板下敷设一层玻璃布以保护玻璃棉。

2.3 设计计算
　　 由图1 几何尺寸可见,每一个小通道的面 积S 、周长P 可由下式确定:

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