离心式压缩机防喘振控制方案(精)
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5.5~6cm
摘要
离心式压缩机是生产过程中十分重要的气体输送设备，喘振现象是离心式压缩机的固有特性，是离心式压缩机工作在小流量时的不稳定流动状态，它对工业生产有很大的危害。解决离心式压缩机的喘振问题，对提高压缩机运行的质量和效率具有重要意义。如果采用合适控制方法，会提高压缩机的生产效益。
论文首先介绍了压缩机防喘振控制的国内外发展现状和意义，在综合各种现有的压缩机防喘振控制系统解决方案的情况下，基于对离心式压缩机防喘振控制方案研究的目的，本文介绍了离心式压缩机工作的基本原理，并对其喘振特性和防喘振控制系统进行了具体分析，主要运用可变极限流量法，设计了基于8051单片机的离心压缩机防喘振控制系统。
设计内容主要包括：整体设计方案，单片机控制系统的硬件电路设计和软件设计。单片机控制系统的硬件电路设计主要包括检测电路，A/D转换电路，D/A转换电路，显示电路，报警电路，驱动电路等几个部分。软件设计采用的是模块化程序设计方法，主要程序模块包括压力和流量循环采样模块，A/D以及D/A转换程序模块，中断程序模块等。软件设计力求简洁，运用子程序，使程序具有易扩展、可修改移植的优点。
本设计最终目的是使压缩机脱离喘振的危险，也为离心压缩机防喘振控制系统进一步深入研究创造条件。
关键词：离心式压缩机；防喘振；8051；PID
I
Abstract
Centrifugal compressor is a very important equipment of gas carrying in industrial production process, Surge phenomenon, which is the inherent characteristic of centrifugal compressor, is defined as the instability flow condition when centrifugal compressors works in little flow, and does great harm to industrial production. It has great significance to improve the quality and efficiency of centrifugal compressor in operation by solving the problem of surge. If some proper method is taken, the compressor will get much better profit.
First, this thesis introduces the development and significance of centrifugal compressor anti-surge control both at home and abroad. By the comprehensive consideration of various anti-surge control system applied in centrifugal compressor presently, based on carrying out the objective that the anti-surge control of centrifugal compressor is implemented, the fundamental of work of the centrifugal compressor is introduced, and the speciality of surge and the anti-surge control system is particular analyzed. This thesis uses the method of the alterable limited flow. This article describes design of the anti-surge control of centrifugal compressor based on single chip microcomputer.
Its contents mainly include: Completion of the design plan, hardware circuit design, software design, and etc.. The hardware circuit design of one-chip computer control system mainly includes A/D&D/A change circuit, detection circuit, display circuit, etc.. Adopt the module to design program in software design, procedure module mainly
includes flow and pressure circulation module, interrupt program module, conversion program module of A/D&D/A. Software design strives to be succinct， using the subprogram in a large amount, it will make the procedure apt to expand and be revised easily.
The last aim of this scheme is to make the centrifugal compressor break away from the danger of surge, and it will create conditions for further study of centrifugal compressor anti-surge control system.
Key words：centrifugal compressor；anti-surge；8051；PID
II
目录
摘
要 ..................................................................................................................................... I Abstract .............................................................................................................................. ....... II
第1章绪
论 (1)
1.1 本课题的研究意义 (1)
1.1.1 前言 (1)
1.1.2 离心压缩机防喘振的重要作用 (2)
1.1.3 离心压缩机防喘振控制系统的研究意义 (2)
1.2 离心压缩机防喘振控制系统的国内外研究现状及趋势 (3)
1.3 本课题主要研究内容 (4)
第2章离心压缩机防喘振控制系统整体方案设
计 (5)
2.1 离心压缩机工作原理 (5)
2.2 喘振现象 (6)
2.3 影响喘振因素 (7)
2.5 喘振控制技术及防喘振控制要点 ...........................................................................
10
2.6 防喘振控制要点 .......................................................................................................
12
第3章离心压缩机防喘振控制系统设
计 (14)
3.1 系统总体设计思想 ...................................................................................................
14
3.2 系统的设计框图及工作原理 ...................................................................................
16
第4章控制系统的硬件设
计 (19)
4.1 单片机控制器的选型及引脚功能 ...........................................................................
19
4.1.1 微处理器的选择 (19)
4.1.2 8051的引脚功能 (19)
4.2 8051存储器扩展电路的设计 ...................................................................................
22
4.2.1 外接数据存储器6264的性能指标及引脚 (22)
4.2.2 6264与8051的接口电路 (24)
4.2.3 外接程序存储器2732的性能指标及引脚 (25)
4.2.4 2732与8051的接口电路 (26)
4.3 检测变送装置的选择及转换电路 ...........................................................................
27
4.3.1 检测变送装置的选择 (27)
4.3.2 转换电路的设计 (29)
4.4 A/D转换接口电路设计 (30)
4.4.1 ADC0809主要性能指标 (30)
I
4.4.2 ADC0809引脚功能 (31)
4.4.3 ADC0809与8051接口电路 (32)
4.5 D/A转换接口电路的设计 ........................................................................................
33
4.5.1 DAC0832主要性能指标 (33)
4.5.2 DAC0832的引脚功能 (34)
4.5.3 DAC0832与8051接口电路 (35)
4.7 报警电路 ...................................................................................................................
35
4.8 LED显示电路 ...........................................................................................................
36
4.9 驱动电路 ...................................................................................................................
37
4.10 复位电路 .................................................................................................................
39
4.11 电源电路 .................................................................................................................
39
第5章系统的软件设
计 (41)
5.1 控制算法的确定 .......................................................................................................
41
5.2 PID算法简介 ............................................................................................................
41
5.3 算法的具体操作 .......................................................................................................
44
5.4 系统的软件设计 .......................................................................................................
45
5.4.1 程序内存的划分 (45)
5.4.2 主程序模块 (47)
5.4.3 A/D转换模块 (48)
5.4.4 比较算法控制子程序 (49)
5.4.5 D/A转换子程序 (49)
第6章结论与建
议 (51)
参考文
献 ............................................................................................................................ 52 致谢 .................................................................................................. 错误！未定义书签。II
第1章绪论
1.1 本课题的研究意义
1.1.1 前言
离心式压缩机用来压缩和输送化工生产中的各种气体，离心式压缩机通过叶轮的高速旋转，把叶轮中心部位的气体靠离心力的作用甩向外缘，使气体获得较高的速度，再通过扩压器将气体的速度能转换成压力能。与此同时，叶轮的中心部位形成了负压区，可将气体连续不断的吸入流道，完成对气体的升压和连续输送过程。
喘振是离心式压缩机工作在小流量时的不稳定流动状态，它是离心式压缩机固有的特性。当压缩机发生喘振后，不能正常工作，压缩机性能显著恶化，供气系数大幅度波动破坏生产工艺系统的稳定性，机组各部件承受过高的动应力，叶轮、螺栓等紧固件松动，轴承、轴颈等滑动部件加速磨损，尤其对止推轴承产生冲击力，破坏润滑油膜的稳定性，使轴承合金产生疲劳裂纹，甚至烧毁，破坏机器原安装质量，使各部间隙发生变化，引起动静部分摩擦，甚至使转子发生弯曲变形，消耗压缩机额定功率近40%，大部分转变成热能，某些零部件容易烧毁变形，密封元件损坏，级间压力失灵，使振动加剧，止推轴承烧毁，严重时大量气体外逸，引起爆炸事故[1]。
离心式压缩机的防喘振控制就是当压缩机将要发生喘振时，通过对压缩机入口流量的调节，或对出口压力调节等使压缩机的工作点远离防喘振线，使压缩机工作在稳定的工况区[2]。目前对压缩机喘振的控制主要有两种方法：一是等流量控制，二是等压控制。在实际操作中，应用较多的就是利用防喘振控制阀，采用气量及压力双参数来作为控制防喘振阀开闭的参照，实现等流量调节。
为保证压缩机能够更好地在安全稳定环境下运行、防止喘振现象发生，有必要在这一领域进行一些实用的技术研究。本课题的研究目的是解决离心式压缩机的喘振问题，提高压缩机运行的质量和效率。
1
1.1.2 离心压缩机防喘振的重要作用
在现代，石油、化工等工业生产系统的一个生产过程中的各个生产设备，均由管道中的物料流和能量流将它们连接在一起，以进行各种各样的物理化学反应、分离、吸收等过程，从而生产出人们所期望的产品。为了强化生产，流体常常连续传送，以便连续生产，离心式压缩机是生产过程中十分重要的气体输送设备。喘振是离心式压缩机的固有特性，当离心式压缩机在喘振状态下运行时，容易造成设备发生损坏而造成气体物质的渗泄事故，不得不停工停产进行检修。这种事故有时造成的经济损失是巨大的[3]。能不能在事故发生前进行有效的防制，是现代工业企业中迫切需要解决的课题。所以设计和选择合适的防喘振控制方案会给企业生产带来便利，是很重要的一件任务。
1.1.3 离心压缩机防喘振控制系统的研究意义
离心压缩机是一种高速旋转的机械，可以满足工业上对气体压缩的各种需求，应用范围很广。作为一种工业装备，它广泛应用于石油、化工、天然气管线，制冷和冶炼等诸多重要部门。其安全运行与整个装置的可靠性直接影响着经济效益，因而成为倍受关注的心脏设备。随着科学技术的发展，压缩机无论在性能还是在运行的安全可靠性上都得到了很大的提高，但是它本身也存在一些难以消除的缺点，如稳定工况区较窄、容易发生喘振等。另外，离心压缩机的稳定运行也受到其他一些条件的影响，如负载、气体性质、温度等，可以说离心压缩机的控制是一个比较复杂的领域。因此设计一个可靠及时的控制系统对压缩机的稳定运行起着决定性的作用，自动化程度高、性能更加完善、可靠性更高的控制系统可以极大的提高经济效益和压缩机的运行年限。
随着计算机技术的发展，压缩机的控制技术有了很大的提高，但是纵观中国，无论是在压缩机的制造还是控制方面都远远落后于世界先进国家，大部分的工业要害部门都使用着外国进口的压缩机和控制系统，同时也带来了技术上和设备维护、修理方面的诸多问题。因此，要想改变我国在这方面的落后状况，我们就必须在现有条件的基础上，努力学习，积极吸收国外先进思想和技术，勇于创新，开发出自己的先进控制系统。这对于改变我国落后的工业控制面貌是至关重要的，这不仅在技术上，还有经济上都会给企业带来巨大的效益。 2
1.2 离心压缩机防喘振控制系统的国内外研究现状及趋势
压缩机设备在国民经济发展、人民生活提高及国防装备保障中有着十分重要的作用，在压缩式制冷循环占主导地位的今天[4]，压缩机就成为倍受关注的对象。基于压缩机防喘振控制，目前国内仍有很多企业的压缩机控制系统以经典控制理论为基础，采用模拟调节器，对其运行中的有关参数如排气量、排气压力，分别作必要的调节，构成单回路的并联控制系统，控制件也多为机械式的双位或比例调节器以及一些保护继电器[5]。这种控制系统模式虽然能对参数进行一定的调节，以保证装置正常安全运行，实现必要的工艺要求，但调节器难以适应大的负荷变化和工况变化，更顾及不到机组总体最佳的节能运行。随着计算机技术的迅猛发展，有可能利用微信号处理机或计算机来完成更高的控制要求，在许多情况下可以利用可编程控制器PLC来实现[6]，当今压缩机防喘振系统已经采用这种控制系统。控制策略的选择是压缩机控制系统设计中最重要的问题。在防喘振数字直接控制中，最基本的方法仍然是采用最小流量控制，但是可以针对不同的情形采用不同的对策[7]。近年来发展起来的模糊控制、鲁棒和神经网络控制技术，为压缩机的智能控制奠定了基础。离心压缩机组工艺流程回路复杂，需要监控的参数众多，涉及到水路、油路、气路的压力、温度和流量控制，以及机组的防喘振控制，机组振动和温度监控，显然，传统的控制方法难以满足上述控制要求，因此采用先进PID控制技术是离心压缩机控制的必然选择。
目前，离心式压缩机不断向先进方向发展，比如无限寿命设计的静压轴承，可承受喘振；低油压，并联式双油泵润滑系统，无失油顾虑；水走管内气走管外冷却器，易于清洗水垢；特别是气体轴承、电磁轴承的发展，在不久的将来很有可能摒弃润滑油系统，故障诊断学的新成果为故障的诊断和排除提供了重要手段[8]。对于国内压缩机的发展趋势应该就是在改进不足和差距的同时，也会向着大容量、高压力、结构紧凑、能耗少、噪声低、效率高、可塑性好的方向发展，控制和监测系统也会向着智能化方向发展。
在国外，早在1955年，Emmons等人就开展了失速机理的研究，提出了失速形成的可能原因及失速沿叶栅传播的机理。提出失速团以与转速相反的方向绕着周向方向旋转[9]。DAY将这种小失速团称为―小尺度扰动‖[10]。1976年， 3 Greitzer在Bullock和Wilcox的基于压缩机特性和节流阀特性的系统稳定性基础上，创造性地开辟了这一领域的研究工作，建立了一组描述压缩进入旋转失速或喘振的动态偏微分方程组，提出了临界B参数是判断系统是否产生失稳现象标志的观点[11]。 Moore采用小扰动理论，在此基础上与Greitzer合作，提出了分析压缩机失稳现象的统一模型，简称M-G模型，这一模型在系统稳定性分析、失速与喘振的数值模拟和压缩机动态特性模型构造等方面己得到较好应用。Mccaughan依据M-G模型，运用分叉理论分析了压缩系统非稳定性的特性，定性地提出了经典喘振与深度喘振的区别，并提出了压缩机的动态响应规律与旋转失速的特性有关。与以上研究者不同，Elder和Gill把离心压缩机喘振的特征与具体压缩机部件对非稳定产生的效应联系起来，大致把影响喘振特性的因素归纳为：特性线的压力梯度、进口导叶的冲角、扩压器通道形式和集流器类型等[12]。由于压缩机在工业上有着举足轻重的作用，因此对压缩机的研究在全世界都是非常重视的[13]。在20世纪90年代，日本的一些压缩机使用和制造企业就已经对压缩机的控制和监测系统提出用机电一体化和高技术(具有人工智能的控制技术和诊断系统)相结合，以达到节能的目的。德国的德马格公司(DEMAG)也在这些方面进行了多年的研究，在压缩机的控制和故障诊断技术方面取得了很大的进展，这些都说明了压缩机控制正朝着更先进的控制方法，智能化，环保化方向发展。1.3 本课题主要研究内容
(1)对离心式压缩机喘振产生的原因和控制原理进行了分析，采用可变极限流量法进行防喘振控制。
(2)利用传感器对现场离心压缩机的工作参数进行采集，主要包括压缩机入口的流量，入口的压力，以及出口的压力。然后利用变送器进行远传，把信号传到控制室以进行下一步的控制。
(3)控制原理：远传的信号到控制室利用转换电路将4-20ma标准信号转换成适当的电压信号，输入到ADC0809片内进行转换，后送到8051芯片进行PID算法控
制，然后将结果给到DAC0832处理完驱动执行机构来控制阀门开度使压缩机进气量维持平衡达到预防喘振目的。
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第2章离心压缩机防喘振控制系统整体方案设计
2.1 离心压缩机工作原理
离心式压缩机的本体结构由两大部分组成：转动部分，包括主轴、叶轮、平衡盘、止推盘等部件，称为转子；固定部分，包括汽缸、隔板(扩压器、弯道和回流器)、支持轴承等部件，常称为定子。每一级叶轮和与之相应配合的固定元件(扩压器、弯道和回流器)构成一个基本单元，常称为一个级，如图2-1为一单级离心式压缩机结构。
图2-1单级离心式压缩机机结构图
图2-2离心式压缩机叶轮的剖面图
5
气体进入压缩机后，压缩机先加速气体，然后把气体的动能转换成压力势能。气体由转动的叶轮来加速。如图2-2所示，工作时，把需要压缩的气体送入叶轮入口前的流道——吸入室，然后进入叶轮，气体在叶片作用下，一边跟着叶轮高速
旋转，一边由于离心力的作用，在叶片槽道中做扩压流动，使气体的压力和速度都得到提高。气体出叶轮后，进入流道截面逐渐扩大的扩压器，速度减小，速度能转换为压力能，使气体的压力进一步提高。在多级压缩机中，为了把气体引入下一级增压，在扩压器后面设置弯道和回流器。回流器中一般装有导流叶片，使气体均匀的沿轴向进入下一级工作轮。对单级或多级的末级，不存在把气体引入下一级的问题，所以在扩压器的后面不再是弯道和回流器，而是将气体直接排入涡壳，由于涡壳外径和流通截面逐渐扩大，使气体进一步减速和扩压，最后从涡壳排出[14]。
2.2 喘振现象
压缩机在运行过程中，当负荷降到一定程度时，压缩机的出口流量剧烈波动，出口止逆阀忽开忽关产生撞击，气体流量和压力发生周期性的变化，频率低而振幅大，同时机身也会剧烈振动，并发出―哮喘‖或吼叫声，这种现象就叫做―喘振‖。这种现象是由于工艺条件发生变化，使管网阻力升高，压缩机的流量减小，此时压缩机发生―断流‖，相当于压缩机出口―憋压‖，于是压缩机内部压力开始增大，当其高于管网阻力时，压缩机出口在很短的时间内产生流量脉冲，由于下游流程的流量要求仍然很小，压缩机负荷无法真正得到提高，在瞬间的大流量之后，再次出现―断流‖，如此循环就形成了―喘振‖。管网的容量越大，喘振的幅度越大，频率越低；管网的容量越小，则情况相反。
除此以外，压缩气体的吸入状态，如分子量、温度等也是造成压缩机喘振的原因。分子量越高，温度越低，压缩机越容易发生喘振。从性能曲线上看，离心式压缩机的性能曲线大多呈驼峰型，喘振这种有害现象发生时，压缩机的流量小于最大压头所对应的流量。一旦发生喘振，会给整个工艺流程带来扰动，并给压缩机自身造成损害。压缩机在喘振条件下运行危害极大。第一，振动时容易损坏零部件，包括：密封环、止推轴承等，同时还可能使油膜密封的油气压差失调，破坏油膜密封系统。第二，破坏机组的安装质量，引起轴变形等，导致机组在以后运行中振动加剧。第三，降低有关仪表的准确性或使部分仪表 6
失灵。喘振是由于气体的可压缩性而造成的压缩机的固有特性，因此，防喘振成为压缩机控制系统的一项最重要的任务。首先，可以通过调节透平转速来改变出口的压力和流量。转速降低，流量减小，出口压力减小。但调速范围毕竟有限，一般只能满足对某些工艺参数的控制，对于防喘振起不到决定作用。防喘振的主要手段就是人为增大压缩机的流量，使通过压缩机的流量不至于太小，方法就是增加回流管线，通过控制回流管线上控制阀的开度，确保流量高于最小的安全值[15]。
2.3 影响喘振因素
实际运行中引起喘振的原因很多。除了内部流动情况因失速区的产生与发展结果引起喘振外，从外部条件来分析，即从压缩机与管网的联合运行来分析，管网流
量、阻力的变化与压缩机工作不协调应是引起压缩机喘振的重要原因。这种工作不协调可以分为两点：第一，压缩机的流量等于或小于喘振流量；第二，压缩机排气压力低于管网气体压力。因为联合运行点是由压缩机特性线和管网特性线共同决定的，如果联合运行点落在压缩机特性线的喘振区就会出现喘振。实际运行中，引起运行点变化的情况很多，凡是运行中压缩机特性线下移(如进气压力降低、进气温度升高、进气分子量减少)或管网特性线上移，或者两者同时发生，或减量过多，使联合运行点落入喘振区的都会引起压缩机喘振。开车过程中升速、升压不协调，如升压太快；降速、降压不协调，如降速太快都可能引起压缩机喘振。影响离心压缩机喘振的因素不是单一的，往往是多种因素综合作用的结果，主要因素如下[16]。
(1)转速变化对喘振的影响
离心式压缩机转速变化时，其性能曲线也将随之改变，当转速提高时，压缩机叶轮对气体所做的功将增大，在相同的容积流量下，气体的压力也增大，性能曲线上移。反之，转速降低则使性能曲线下移。对应不同转速，喘振流量也不同，当转速增大时，喘振流量也增大，即随着转速的增大，喘振线向大流量区移动，这一结论已被人们所公认。
(2)进气状态对喘振的影响
在石油化工生产中，在工艺条件波动的情况下，压缩机进气温度、压力、气体组分的变化都会引起压缩机性能曲线及喘振点的变化。
7
(3)管网特性对喘振的影响
P(Mpa)
图2.3管网对喘振的影响
离心式压缩机的工作点是压缩机性能曲线与管网特性曲线的交点，只要其中一条曲线发生变化，则工作点就会改变。管网阻力增大(例如压缩机出口阀关小)，其特性曲线将变陡峭，致使工作点向小流量方向移动，如图2-3所示。当工作点由A移至A’时便进入了喘振工况区。管网容量越大，喘振的振幅越高，频率越低，喘振越严重，破坏性越强。喘振的频率大致与管网容量的0.56次方成反比。另外，管网的容量对压缩机的喘振流量也有影响，有些人对一台小型低压离心式压缩机的喘振试验表明：管网的容量对喘振点的影响很大，容量大时喘振点流量也增大，压缩机系统的稳定性变差。
(4)结构参数对喘振的影响
离心压缩机结构参数的变化直接影响其性能曲线，从而使喘振流量改变。①入口导叶开度对喘振的影响
离心压缩机入口导叶开度的变化会引起压缩机性能曲线的变化，同时喘振流量也随之改变。根据欧拉方程式，可知叶轮对单位气体所作的理论功h为：
cu-uc h=u (2-1) 221 1
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式中，u1、u2分别为叶轮的进、出口圆周速度，c2u、c1u分别为叶轮的进、出口气体圆周分速度。
由上式可知，当转动入口导叶，使进入叶轮的气体方向发生改变时，即c1u改变时会使叶轮对气体所作的功h改变，从而致使压缩机性能曲线发生变化。若增大c1u(c1u>0时称为正预旋)，则h就减小，性能曲线也就下移。对某一台离心压缩机进行的进气预旋试验表明：随着导叶预旋角由负增大到正，压缩机性能曲线将向左下方移动，喘振流量也将减少。
②叶轮结构对喘振的影响
叶轮是离心压缩机中的惟一做功部件，叶轮的结构对压缩机的喘振流量有直接影响，但由于叶轮结构参数的变化对压缩机性能的影响较复杂，目前在叶轮结构对喘振的影响方面的研究还较欠缺。叶轮结构参数中的出口安装角β2A，对压缩机的性能有着决定性的影响。
β2A小的叶轮(水泵型叶轮)所构成的级，性能曲线所对应的喘振流量较小，因此抗喘振性能较好。此外，压缩机的喘振性能还与叶道设计的是否合适有关。如果叶道设计得不好，在同样的流量下，若其边界层分离损失很大，则即使β2A较小，也不一定会使喘振流量较小。
③扩压器结构对喘振的影响
离心压缩机中扩压器是一个与叶轮几乎同等重要的部件。扩压器的型式对于喘振工况和阻塞工况有很大的影响，是决定压缩机稳定工况范围的重要因素。离心压缩机中扩压器可分为：无叶扩压器和叶片扩压器。通过对某一台小型离心压缩机
中的不稳定流动进行测量，得出无叶扩压器半径比对喘振流量有较大影响：半径比小，喘振流量大，压缩机容易喘振。对于叶片扩压器，一般认为：当减小叶片扩压器进口安装角气α3A时，可使压缩机性能曲线大幅度地向小流量区偏移，喘振流量大为减少，同时压缩机性能曲线近似平移，其最高效率和能量头基本不变。通过实验研究认为：通过调小叶片扩压器进口安装角，以及采用机翼型和等厚型叶片扩压器均能有效地使离心压缩机性能曲线在一定范围内向小流量工况区偏移。
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2.5 喘振控制技术及防喘振控制要点
由于喘振的危害性，所以防止喘振和抑制喘振的发生，一直是长期研究的重要课题，有许多行之有效的方法。归纳起来分为两类：一是在压缩机本体设计时采取的，以扩大稳定工况范围为目的的；二是针对压缩机运行条件即从压缩机与管网联合运行上采取的。
第一种方法中，对于离心式压缩机在设计上采取的措施，一是在气动参数和结构参数的选择上，如采用后弯式叶轮，无叶扩压器，出口宽度变窄的无叶扩压器等。二是在设计时采用导叶可调机构。
第二种方法是普遍采用防喘装置。一方面设法在管网流量减少过多时增加压缩机本身的流量，始终保持压缩机在大于喘振流量下运行；另一方面就是控制压缩机的进出口压力。本文研究的就是第二种方法。
离心压缩机特性曲线表明，压缩机稳定运行范围的最小流量极限是喘振线，因此，为使压缩机稳定运行，当管网流量减少到这个限定时就有可能发生喘振，因而喘振控制的目的就是避免压缩机出现喘振。设定一条喘振控制线，通常将喘振线右移5%-10%流量，其目的就是当管网流量小于喘振控制线流量时，还保持压缩机运行点始终在稳定区域内，将多余的流量放空或回流，使压缩机稳定运行。早期的防喘振控制系统是模拟量控制系统，随着数字控制系统的发展，防喘振控制系统发展为微信号处理机或计算机控制系统和可编程控制器PLC控制系统。在一般情况下，负荷的减少是压缩机发生喘振的主要原因，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流量，最基本的控制方法是最小流量限控制，根据不同的应用场合，这种方法又可以分为2种：固定极限流量和可变极限流量 [17]。
①固定极限流量法
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图2.4 固定极限流量
如图2-4所示，让压缩机通过的流量总是大于某一定值流量Qp，为保证在各种转速下压缩机均不会发生喘振，选取最大转速下的喘振极限流量值为Qp的值，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。
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，而吸气量也可能小于设置的固定极限，旁路阀打开，气体回流，造成能量的浪费。这种防喘振控制适用于固定转速的场合。
②可变极限流量法
可变极限流量是防喘振控制在整个压缩机负荷变化范围内，设置极限流量跟随着转速而变的一种防喘振控制，如图2.5所示。实现可变极限防喘振，关键是确定压缩机的喘振极限方程。
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图2.5 可变极限流量
2.6 防喘振控制要点
通过确保任何时候压缩机有足够小的容积流量能够预防喘振的发生。否则必须打开回流阀以补充这个流量差。防喘振保护控制也不能过早地动作，否则将引起能量的损耗。从控制工艺的观点来看，最令人感兴趣的方面是系统的动态性能。流体失速能很快的引发喘振。目前还没有在价格上可以接受的工业仪表来直接测量喘振，因此控制系统必须能识别喘振极限线有否被越过。为此，通常人为地在喘振线右侧设定一条控制线，其形状与喘振线一致，但与喘振线相距5%-10%的流量量程值。该距离越小，打开阀的机会就越小，能量损失越少，但对控制系统、阀门的响应时间要求越高。该距离越大，打开阀的机会就越大[18]，越能保证机组的安全，但能量损失越大。为了保证有效的防喘振还要非常重视回流阀的动态响应和回流回路的响应时间。回流阀和控制器的性能数据对喘振极限范围内压缩机的整个动态行为有很大的影响。当压缩机紧急停车时，一般要求回流阀从全关到全开的时间大约在1s-2s，高性能的阀门大约在0.5s。只要很小的开度就足以保证压缩机恢复至稳定可靠的工作状态。从全开到全关，由于需要克服流体阻力约
需10s，不能太快，以求平稳。除设备相关的方面之外，选择和执行的这些控制规则在可达到的控制质量上有一个决定性的影响[19]。入口温度和气体成分的波动对喘振极限线的位置有很大的影响。我们应该仔细斟 12
酌这些极限值，虽然它们能够用一种可靠精确的方式来防止喘振的发生，但是同时不应该引起工作区域不必要的减少。必须确保影响极限值的不确定参数尽可能的少。而且，要求采用的算法合理的影响那些影响极限值的参数。
综上所述，包含了设备工艺的所有规则，控制器结构，考虑的关于压缩机
特性，负载的过程特性以及压缩机装置设计的知识对于控制系统的质量来说是决定性的，因此控制方案必须精心设计。
早期的离心式压缩机配备的性能控制及防喘振控制系统都是比较简单的模
拟量控制系统，控制性能不好。防喘振控制系统通常采用单参数控制系统，防喘振回路由流量指示控制器控制旁通阀，当管网流量小于或等于最低流量限时，开启旁通阀，使部分气体回流到压缩机入口管线或者放空，增加通过压缩机的流量，防止喘振的发生。该类防喘系统存在两方面的问题。其一是不经济：因为规定的最小流量极限只有一个，没有考虑不同转速下具有不同喘振限流量从而在防喘振控制实行中有部分气体本不需要回流，而进行旁路回流造成能源的浪费。其二，由于控制回路是一简单的模拟量回路有许多因素无法考虑，防喘振控制质量不好，不能最有效地防喘振。现在运用数字直接防喘控制系统，以取代先前的防喘振控制系统。其中包括多个控制回路，较好的考虑了压缩机运行中可能发生的因素，从而提高了防喘振的安全可靠性。采用多参数控制系统可减少能源浪费。与单参数控制系统比较，节能效果明显，并改善了防喘振控制品质。此外，在离心压缩机综合控制系统中利用解藕技术很好地处理了防喘振控制与性能控制或多个防喘振回路之间的协调关系。
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第3章离心压缩机防喘振控制系统设计
3.1 系统总体设计思想
为了减少压缩机的能量消耗，在压缩机负荷有可能经常波动的场合，采用可变极限流量防喘振控制方案[19]，本文就是采用此方法实现控制功能的。
假如在压缩机的吸入口测量流量Q1，测得压差P1d，P1d与Q1的关系是：
Q1=K (3-1)
γ1=
PM1 (3-2) ZRθ1
式中， P1——压缩机吸入口压力，绝对压力；
M——气体分子量；
Z——压缩系数；
R——气体常数；
γ1——气体重度；
θ1——压缩机入口温度，绝对温度；
22P1d Q1=K1=γ12K K1——孔板的流量系数；对式(3-1)两边平方，且将式(3-2)带入得：P1dZθR1K1=P1MγθP1 d 1 (3-3) P1
式中γ=M为常数 ZR
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将式(3)整理最终得：
P1d≥
按式(3-4)可构成如图3-1所示防喘振控制系统，这是可变极限流量防喘振控制系统。该方案取P而取为1d作为测量值，
γ
bK
2
1
) (3-4) (P2-aP1
γ
bK12
(P2-aP1)设定值，此是一个随动系
统。当P1d大于设定值时，旁路阀关闭；当小于设定值时，将旁路阀打开一部分，保证压缩机始终工作在稳定区，这样防止喘振的产生。
图3-1 极限流量防喘振控
Pγ1d
要实现(3-4)，当然还有其他结构形式，例如取(P-aP)为测量值，bK2
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为设定值，本设计最终采用此结构形式构成不等式作为可变极限流量法方程。
采用图(3-1) 的接法有一个优点是将运算部分放在闭合回路之外，因此可像单回路流量控制系统那样整定。
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在有些情况下，将不等式(3-4)简化，例如：
a=0 P1d≥
a=1 P1d≥γbK12P2 (3-5) γ
bK12(P2-P1) (3-6)
3.2 系统的设计框图及工作原理
离心式压缩机使用时由于工艺对象比较复杂，有很多需要考虑的实际外部环境因素和机器运行中出现的各种因素，所以要选择一个可靠性高、体积小、功能强、程序设计简单、灵活通用、维护方便的控制系统，并且控制系统应充分考虑各生产环节的参数变化及过程的监测。离心压缩机控制是必不可少的，一个主要的原因是它能保护离心压缩机以及组成系统的各个部分。另一方面，还要强调目的性的过程管理和过程影响上。
离心压缩机控制对离心压缩机装置的经济性影响很大，诸如压缩机的使用寿命，能量消耗，停机时间以及生产质量等。离心压缩机综合控制一般可以分为：防喘振控制，压力限制控制，温度控制等。防喘振控制防止压缩机工作在不稳定区域，喘振可能导致部件的损坏，导致不可避免的维修消费以及生产损失，即使没有明显的损坏，压缩机的使用寿命和效率也会受到负面的影响。另一方面，防喘振装置的过早启动会增加能量的损耗，因此，控制方法不但要精而且要经济。进一步的保护就是压力控制包括出口压力限制和入口压力控制，过程控制规定了明确的控制目标，严格限定了压缩气体供应量的要求，在恒定的出口或入口压力条件下，对不同体积的流量要求。
经分析后该系统采用可变极限流量控制方法，之后，便是设计整个控制的框架，本设计采用单片机控制，外围电路配置有检测电路以及驱动电路，整个系统采用模块化，清晰简洁，框图如下：
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图3-2 控制系统框图
控制原理为：
Ⅰ检测变送模块
根据确定的防喘振控制方法以及公式(3-4)需要实时检测3个变量，即离心压缩机入口流量Q，入口压力P1，出口压力P2，在现场根据压缩机型号进行适当的合理的选择传感器型号，测量压力选择西安仪表厂的远传压力表YTZ150，采集流量信号用西安仪表厂的涡街流量计，这样现场采集的信号需要经过变送装置远传到控制室，进行进一步控制操作。
Ⅱ A/D转换模块
该模块选择AD0809芯片进行模拟量和数字量之间的转换，把转换结果适时的送入到单片机中进行处理。
Ⅲ控制器
该系统选用8051单片机进行PID控制，首先对已经转换成数字量的采集信号进行算法比较，如不符合控制算法，启动报警蜂鸣器，并且通过增量型PID控制算法进行控制，将结果送入到下一环节，此外8051还起着显示已采集到信号的作用。
Ⅳ D/A转换模块
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系统选用DAC0832进行数字量和模拟量之间的转换，这样经单片机发出的控制信号进过该芯片就转换成了可以驱动执行机构的模拟量控制信号，但还需要适当转换电路使输入达到驱动电路执行机构的输入要求。
Ⅴ执行机构
系统根据实际情况选用北京航天自动化阀门DWPD系列智能型平衡式电动调节阀，来根据上一环节发出的信号控制阀门开度，根据控制规律适当的控制压缩机入口气体流量使得压缩机工作在正常工况下。
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第4章控制系统的硬件设计
4.1 单片机控制器的选型及引脚功能
4.1.1 微处理器的选择
微处理器是整个单片机控制系统的核心部件，它的选择会直接影响到系统的硬件和软件设计，而且还会直接影响到整个系统的性能好坏、系统的性价比的高低及研发周期的长短。签于此，在系统不是很复杂的情况下，且能满足控制需求，该单片机控制系统的微处理器选用了MCS-51系列的8051单片机作为微处理器，8051在功能结构上主要有以下几个特点[20]：
(1) 一个8位CPU；
(2) 一个片内振荡器即时钟电路；
(3) 4KB ROM程序存储器；
(4) 128B RAM 数据存储器；
(5) 可寻址64KB外部数据存储器和64KB外部程序存储空间的控制电路；
(6) 32条可编程的I/O线(4个8位并行I/O端口)；
(7) 两个16位的定时/计数器；
(8) 一个可编程全双工串行口；
(9) 5个中断源、两个优先级嵌套中断结构。
4.1.2 8051的引脚功能
8051单片机为40引脚芯片如图所示，按其引脚的性能可分为四个部分：选择会直接影响到系统的硬件和软件设计：
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图4-1 8051管脚排列
1. 主电源引脚
(1) Vss(20脚)：接地。
(2) Vcc(40脚)：主电源接+5V。
2. 时钟电路引脚
(1) XTAL1(19脚)：内部振荡电路反相放大器的输入端，是外接晶体的一个引脚。当采用外部振荡器时，此引脚接地。
(2) XTAL2(18脚)：接外部晶体的另一端。在单片机内部，接至上述振荡器的反相放大器的输出端。采用外部振荡器时，此引脚应悬浮。
3. 控制信号引脚 (1) PSEN(29脚)：片外程序存储器选通信号端。当从外部读取程序时，PSEN每个机器周期被激活两次，在访问外部数据器PSEN有效，访问内部程序时PSEN无效。
(2) ALE(30脚)：地址锁存信号输出端。在访问外部存储器时，P0口输出的低8位地址由ALE端输出的控制信号锁存到片外地址锁存器，在P0口输出地址后，它便能和片外存储器之间传送指令和数据信息。平时不访问片外存储器 20
循环气压缩机防喘振控制(内容充实)
循环气压缩机防喘振控制 摘要： 本文系统介绍TRICON系统在循环气压缩机机组防喘振控制的应用及控制原理。重点介绍防喘振系统的功能模块的构建，同时简述机组运行故障时的检修方法与分析思路。 关键词定义： 喘振机理喘振线防喘振控制安全裕量盘旋设定点 1、前言： 大型离心式压缩机组由于其高效，经济，在现代企业中应用广泛，成为工艺连续运行的“心脏”。但是由于其造价相对于往复式压缩机而言要高很多，控制系统复杂，而且占用的空间大等缺点，对于工艺成熟的企业一般不设置备用机组。喘振是离心式压缩机固有的特性，每一台离心式压缩机都有它一定的喘振区，因此只能采取相应的防喘振调节方案以防止喘振的发生。本文以天利高新技术公司醇酮厂的循环气压缩机C41101（SVK1-H型）为例，详细介绍TRICON三重化控制系统如何构建机组防喘振系统，并简述防喘振仪表常见故障的处理方法。 2、离心式压缩机喘振机理： 离心式压缩机的特性曲线与喘振 离心式压缩机的特性曲线是指压缩机的出口压力与入口压力之比(或称压缩比)与进口体积流量之间的关系曲线P2/P1～Q的关系，其压缩比是指绝对压力之比，特性曲线如图所示： 图2.1 离心式压缩机喘振曲线 由图2.1可见,其特性曲线随着转速不同而上下移动，组成一组特性曲线，而且每一条特性曲线都有一个最高点。如果把各条曲线最高点联接起来得到一条表征喘振的极限曲线，如图中虚线。所以，图中还有阴影部分称为喘振(或飞动)区；在虚线的右侧为正常工作区。实线与虚线之间是临界区，压缩机可以运行，但太靠近喘振区，应尽量避免长期工作。
图2.2固定转速机下的特性曲线 图2.2是一条某一固定转速机下的特性曲线,喘振时工作点由A-B-C-D-A反复迅速的突变。 喘振是一种危险现象，发生喘振时，可发现在入口管线上的压力表指针大幅度摆动，流量指示仪表也发生大幅度的摆动.喘振现象会损坏压缩机的各部件，轴承和密封也将受到严重损害，严重时造成轴向窜动，甚至打碎叶轮，烧轴，使压缩机遭受破坏。 喘振是离心式压缩机固有的特性，每一台都有它一定的喘振区，因此只能采取相应的防喘振调节方案以防喘振的发生。 3、工艺流程简介： 醇酮装置是利用环己烷（C6H12）在铁系催化剂的催化作用下与贫氧空气（氧含量：10%）中的氧组分发生氧化反应，生成环己醇（分子式：C6H11OOH）、环己酮（分子式：C6H10O）、还己基过氧化物（可分解为环己醇、环己酮）,前两者合称醇酮。另外，由于反应温度、氧气含量的不同，会产生甲酸、二元酸等付产品。 循环气压缩机组是用于反应尾气的重复利用，与来自新鲜空气压缩机C41102的新鲜空气配制贫氧空气（氧含量：10%）。循环气机组部分的实时工艺流程如图3.1，流程说明如下： 4.5MPa中压蒸汽自管网来，经过减温减压后至4.1MPa，用于驱动汽轮机（杭汽大陆产：B0.3-4.1/1.1型）C41101/2，蒸汽凝结水直接排入地沟。汽轮机通过齿轮变速箱升速后驱动贫氧空气压缩机C41101/1，使之达到18831r/min。 经过醇酮反应器贫氧催化反应消耗掉贫氧空气中氧组分的尾气，通过洗涤工艺后主要成分为氮气（N2：95.52%），氧气(O2:3.44%)、微量CO、CO2、环己烷蒸汽等。经过贫氧空气压缩机入口气液分离器分离出凝结液体后进入压缩机升压，经出口气液分离后进入气气混合器R41103，与来自新鲜空气压缩机的新鲜空气混合调配成氧含量为不大于10%的贫氧空气，送往醇酮反应器进行贫氧催化反应。
离心式压缩机喘振分析及解决措施
离心式压缩机喘振分析及解决措施 摘要：论述了离心式压缩机喘振机理、影响因素、危害及判断，以及本车间气压机组发生喘振时的处理措施。 关键词：离心式压缩机喘振机理影响因素危害判断措施 0 引言 离心压缩机是速度式压缩机中的一种，由于具有排气量大，效率高，结构简单，体积小，气体不受油污染以及正常工况下运转平稳、压缩气流无脉动等特点，目前已广泛应用于石油、化工、冶金、动力、制冷等行业。离心压缩机的安全可靠运行对工业生产有着非常重要的意义。然而，离心压缩机对气体的压力、流量、温度变化较敏感，易发生喘振。喘振是离心压缩机固有的一种现象，具有较大的危害性，是压缩机损坏的主要诱因之一。早在1945年于英国首先发现了离心压缩机的喘振现象并引起了人们的注意。 1 离心式压缩机的喘振机理及影响因素 1.1 离心式压缩机的喘振机理离心压缩机工作的基本原理是利用高速旋转的叶轮带动气体一起旋转而产生离心力，从而将能量传递给气体，使气体压力升高，速度增大，气体获得了压力能和动能。在叶轮后部设置有通流截面逐渐扩大的扩压元件(扩压器)，从叶轮流出的高速气体在扩压器内进行降速增压，使气体的部分动能转变为压力能。可见，离心压缩机的压缩过程主要在叶轮和扩压器内完成。当离心压缩机的操作工况发生变动，而偏离设计工况时，如果气体流量减小则进人叶轮或扩压器流道的气流方向发生变化，气流向着叶片的凸面
(工作面)冲击，在叶片的凹面(非工作面)的前缘部分，产生很大的局部扩压度，于是在叶片非工作面上出现气流边界层分离现象，形成旋涡区，并向叶轮出口处逐渐扩大。气量越小，则分离现象越严重，气流的分离区域就越大。由于叶片形状和安装位置不可能完全相同及气流流过叶片时的不均匀性，使得气流的边界层分离可能先在叶轮(或叶片扩压器)的某个叶道中出现，当流量减少到一定程度，随着叶轮的连续旋转和气流的连续性，这种边界层分离现象将扩大到整个流道，而且气流分离沿着叶轮旋转的反方向扩展，以至叶道中形成气流旋涡，从叶轮外圆折回到叶轮内圆，此现象称为旋转脱离，又称为旋转失速。发生旋转脱离时叶道中气流通不过去，级的压力突然下降，排气管内较高压力的气体便倒流回级里来。瞬间，倒流回级中的气体补充了级流量的不足，叶轮又恢复正常工作，重 新把倒流回来的气体压出去。这样又使级中流量减小，于是压力又突然下降，级后的压力气体又倒流回级中来，如此周而复始，在系统中产生了周期性的气流振荡现象，这种现象称为“喘振”。 2 喘振的危害及判断 2.1 喘振的危害喘振现象对压缩机十分有害，主要表现在以下几个方面：①喘振时由于气流强烈的脉动和周期性振荡，会使供气参数(压力、流量等)大幅度地波动，破坏了工艺系统的稳定性。②会使叶片强烈振动，叶轮应力大大增加，噪声加剧。③引起动静部件的摩擦与碰撞，使压缩机的轴产生弯曲变形，严重时会产生轴向窜动，碰坏叶轮。④加剧轴承、轴颈的磨损，破坏润滑油膜的稳定性，使轴承合金
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施 离心式压缩机因其运行平稳、效率高、在正常运行条件下无脉动等特点，在企业中得到了广泛的应用。与往复压缩机相比，具有流量大、重量轻、运转率高、零部件薄弱、维修方便、风量控制范围广、压缩机排油量大等优点，对压力、流量、温度变化比较敏感。喘振是影响压缩机安全运行的重大隐患，持续的喘振会对压缩机造成内部损坏，造成严重的设备损坏。本文介绍了离心式压缩机防喘振措施及日常运行维护注意事项。 标签：压缩机;防喘振;问题;防范措施 当前，离心式压缩机被广泛地应用于化工、石油等行业内部，但它在流量、温度和气体压力的影响下很容易发生喘振现象。因此，接下来我们将具体分析离心式压缩机的喘振原因，并提出一些预防的策略，以保证压缩机机组的安全、稳定运行。 1 喘振现象的特征 （1）當机械零件、机身或轴承发生剧烈震动时，这表明压缩机具有更严重的喘振现象。（2）压缩机的流量和吐出压力周期性地变动，由于流量计和压力计的强振动而产生了喘振。（3）当人的耳朵能够听到周期性的空气的轰鸣时，这也是一种喘振现象。但是，人的耳朵，可能无法区分噪音多的环境和喘振现象。若有预测，可通过设备状态和操作参数的性能曲线检查喘振现象。 2 离心式压缩机喘振故障原因分析 （1）压缩机进气口温度变化。标准大气压-25℃中的压缩量，即离心压缩机的设计中的压缩量，由于过程气体的温度不受人的行为控制，所以经常变化。在定压下，当温度上升时，过程气体的密度就会下降，压缩机的实际压缩过程气体流量下降，压缩机的输出压不足，就会形成冲浪现象。实际上，夏季比起冬季，喘振发生的可能性更高。（2）压缩机扩散器的腐蚀。由于高速转弯因子的作用，过程气体会变得高速且高压。在静态扩散器中，由于在扩散器中特别设计的曲线腔壁，过程气体的流量减少，压力再次上升。在扩散器，压力通常增加1 / 3左右。当腐蚀和磨损严重时，扩散器内的特殊弯曲的腔壁容易形成滚动，降低吸气，降低空气压，降低压缩机的输出压力，容易产生冲击现象。（3）叶轮和扩压器间隙发生变化。离心压缩机非常严格，因此其间隙应保持合理的距离。如果叶轮和扩散器的间隙太小，处理气体的流量也会下降。此时，认真地磨练后端推力轴承的话，产生空气泄漏，空气流量下降。如上所述，如果叶轮和扩展器之间的间隙太大或太小，空气流变小，压缩机的输出压下降，就会造成冲击故障。（4）压缩机内叶轮磨损。为了增加工艺气体的速度和压力，需要通过曲线槽结构和高速旋转来实现压缩机高压。如果内螺旋桨的能力增加工艺气体的压力和速度，则内螺旋桨本身的曲线槽结构发生变化，从而导致内螺旋桨或过多的粘合剂的磨损。因此磨损性是压缩机的服务器破坏的原因。
离心式压缩机防喘振控制设计讲解
1 概述 1.1压缩机喘振及其危害 压缩机运行中一个特殊现象就是喘振。防止喘振是压缩机运行中极其重要的问题。许多事实证明，压缩机大量事故都与喘振有关。喘振所以能造成极大的危害，是因为在喘振时气流产生强烈的往复脉冲，来回冲击压缩机转子及其他部件；气流强烈的无规律的震荡引起机组强烈振动，从而造成各种严重后果。喘振会造成转子大轴弯曲；密封损坏，造成严重的漏气，漏油；喘振的出现轻则使压缩机停机，中断生产过程造成经济损失，重则造成压缩机叶片损坏，造成人员伤害；喘振使轴向推力增大，烧坏止推轴瓦；破坏对中与安装质量，使振动加剧；强烈的振动可造成仪表失灵；严重持久的喘振可使转子与静止部分相撞，主轴和隔板断裂，甚至整个压缩机报废。 1.2喘振的工作原理及防治 压缩机在运行中，当管路系统阻力升高时，流量将随之减小，有可能降低到允许值以下。防喘振系统的任务就是在流量降到某一安全下限时，自动地将通大气的放空阀或回流到进口的旁通阀打开，增大经过空压机的流量，防止进入喘振区。取流量安全下限作为调节器的规定值。当流量测量值高于规定值时，放空阀全关：当测量值低于规定值时，调节器输出信号，将放空阀开启，使流量增加。压缩机工作效率高，在正常工况条件下运行平稳，压缩气流无脉动，对其所输送介质的压力、流量、温度变化的敏感性相对较大，容易发生喘振造成严重事故。所以应尽力防止压缩机进入喘振工况。喘振现象是完全可以得到有效控制的，如图（1）所示，根据离心压缩机在不同工况条件下的性能曲线，只要我们把压缩机的最小流量控制在工作区（控制线内），压缩机即可正常工作。喘振的标志是一最小流量点，低于这个流量即出现喘振。因此需要有一个防止压缩机发生喘振的控制系统，限制压缩机的流量不会降低到这种工况下的最低允许值。即不会使压缩机进入喘振工况区域内。
离心式压缩机喘振的分析和处理方法
离心式压缩机喘振的分析和处理方法 摘要：本文就离心式压缩机为主要描述对象，分析了喘振的原因和主要问题，并针对这些原因提出了消除喘振的方法。就喘振现象的发生机理以及影响因素，本文做出了详细论述，旨在为减轻喘振来提高离心式压缩机的性能。 关键词：离心式压缩机喘振分析 前言 离心式压缩机具有很多特点，诸如效率高，排气量大以及气体不受油污污染以及运转平稳等，成为目前应用广泛的速度式压缩机种类之一。在工业生产上，离心压缩机的安全性能起重要作用。但离心压缩机容易发生喘振，作为一种有着较大危害的固有现象，喘振对压缩机的使用寿命有很大的损害，应该受到重视。 1.离心式压缩机的喘振机理 由实际物体的高速转动带来气体的转动，从而形成离心力，这一过程实现了能量的传递，气体获得动能和压力能。叶轮中高速转动的气体在扩压器内实现动能向压力能的转化。所以说主要的压缩过程在叶轮和扩压器内。这也是离心式压缩机的基本工作原理。当时机情况偏离设计工况时，会出现气流量减小的情况，以致进入叶轮和扩压器的气体反向流动，冲向工作面，增加了非工作面边缘的扩压度，导致气流边界分层，最终形成了漩涡区。在越靠近叶轮出口的地方，这种漩涡现象越严重，波及的范围也更大。这是与偏离设计工况的程度成正相关关系的，因为偏离程度越大，气流量也就越小，工作面和非工作面之间出现的气流边界分层现象也就原来越严重。而在离心式压缩机的实际构造中，由于叶轮中叶片的不完全对称性，导致气流流动的不均匀，气流边界分层可能会出现在不确定的某个叶道中。当气流量减小到某一临界值时，叶轮的旋转会将整个分层现象扩张到更广的区域，此时气流向叶轮旋转的反向流动，气流旋涡开始形成，并出现在叶轮的外圆和内圆中，发生旋转失速的情况。旋转失速的情况下，叶道中的气流无法通过，排气管中的高压气体会向压力下降的级里流动，及时填补了级流量不足的空缺，促使压缩机恢复运转，将倒流的气体重新排放出去。此时又出现了级中气流量不足的情况，然后高压气体又流向低压区域的级里，促使叶轮正常工作。这样周而复始的循环工作兴城路周期性的气流振荡，即“喘振”现象。 2.喘振的危害及判断 2.1.喘振的危害 喘振对于离心式压缩机的危害很大，可以总结为以下几点：①离心机的工艺过程和工作系统都是在特定的参数下进行的优化设计，尤其是对于气体参数的要求更高，但是喘振时气流的强烈振荡会带来一定的不稳定性。②叶片的强烈震动会带来极大噪声。③各部件之间的摩擦加大，压缩机的主轴也会受到影响，甚至
压缩机防喘振方案
压缩机防喘振方案 费希尔压缩机防喘振方案 压缩机大概是工艺系统中最关 键和昂贵的设备。保护压缩机免 受喘振损坏的任务由防喘振系 统完成，防喘振系统的关键部件 就是防喘振阀。 喘振可以定义为压缩机不能输 出足够压力克服下游阻力时发 生的流量不稳定现象。简而言 之，就是压缩机出口压力小于下游系统压 力。这会导致气量从压缩机出口反向涌入 压缩机。喘振也会由于进口流量不足引 发。 图1 所示为一组典型的压缩机曲线（也称 作压缩机图、性能曲线或叶轮图）。X 轴 表示流量，Y 轴表示出口压力。平行的一 组曲线表示压缩机在不同转速下的性能 曲线，连接这些曲线的最小流量点，就得到喘振极限曲线。压缩机操作点落在喘振 极限曲线左边会发生不稳定（喘振），操 作点落在曲线右边可稳定操作。 假设压缩机在稳定区域的A 点操作，当 阻力增加而压缩机转速不变时，操作点就 会向左方移动。当操作点移动到喘振极限 曲线，压缩机就会发生喘振。 喘振特征 ■ 快速逆流（毫秒级）。 ■ 压缩机振动剧增。 ■ 介质温度升高。 ■ 噪声。 ■ 可能导致压缩机“失效”。 喘振影响 ■ 压缩机寿命缩短。 ■ 效率降低。 ■ 压缩机出气量减少。 ■ 密封、轴承、叶轮等受到机械损坏。 通过防喘振阀将部分或全部压缩机出口气量再循环至进口通常可控制喘振。部分压缩机系统设计将
部分出口气量持续循环回进口。这是一种控制压缩机喘振的有效方法，但增加了能耗。 防喘振阀选用要求 ■流量——防喘振阀必须能够输送压缩机全部出口气量。不过通常给压缩机流量乘上一个系数。■噪声控制——在喘振过程中阀门承受的压降和流量会很高，将会引发过度噪声。这点必须在阀门选型时充分考虑，虽然在阀门整个行程范围内可能不需要噪声控制。极端喘振现象要求阀门在短时间（通常小于10秒）内全行程打开，如果阀门开启时间过长，压缩机将会由于其它原因停机（通常是高温或振动超标）。因此可能需要采用特性化阀笼。 ■速度——防喘振阀必须动作迅速（一般仅为开启方向）。例如阀门必须在0.75 秒内完成20 英寸的行程。这就必须采用大规格执行机构连接和流量增压器和快开排气阀。 ■失效方式——绝大部分压缩机循环阀要求失效时为开启状态。这可以通过采用合适的弹簧隔膜执行机构或活塞执行机构与气锁阀系统实现。 ■阀门特性——一般首选线性，也有选择等百分比。 艾默生提供针对苛刻的压缩机喘振场合设计的工程控制阀系统—费希尔优化防喘振阀。在这个控制阀系统中，每个部件都按照性能规范经过优化选择以具有要求的最佳性能，保证压缩机系统的可靠实用性。 压缩机防喘振——控制阀解决方案 费希尔专用定制 位于沙特阿拉伯的一套乙烯装置采用费希尔优化防喘振阀替换了原有系统。费希尔防喘振阀设计满足原有阀门的接口尺寸，与原有设备相比大大改善了流量、噪音衰减和可调节性方面的性能。详情访问https://www.sodocs.net/doc/b21332427.html, 中的D351140 × 12 。 费希尔优化 ■阀门内件具有高可调比特性（100:1 或更高）（如需要）。 ■利用多级、噪音衰减Whisper? 内件消除阀门噪音和振动。 ■平衡区域宽阔的阀芯和加衬垫的执行机构在长行程装置中减少了潜在的管道振动。 ■同传统系统比较，执行机构附件数量减半。 ■采用根据特殊防喘振控制和调节算法设计的FIELDVUE-ODV 配置。 ■安装和调节可在数分钟内远程完成，无需数小时。 ■提供在线的、不影响设备运转的诊断功能。包括性能诊断、触发诊断、定位诊断和部分行程测试。 基本技术 ■标准控制阀。 ■启动和操作点围绕标准阀门流量特性设计。 ■选用的执行机构和仪表适用于快开操作，一般小于两秒。 ■通过流道加工措施控制了噪音量。
浅析离心式压缩机喘振故障原因及解决方法
浅析离心式压缩机喘振故障原因及解决方法 喘振问题作为离心式压缩机最常见的问题之一，严重影响着压缩机的运行，也是造成压缩机损坏的主要原因之一。在实际生产中，往往由于对喘振故障认识不足，可能会出现压缩机发生喘振故障时没有得到及时的判断和处理，造成压缩机硬件损坏，甚至危及压缩机使用寿命及功能的情况发生。 一、离心式压缩机控制系统现状 离心压缩机控制系统主要是保障压缩机的安全、稳定运行，充分应用压缩机工艺区域，在工艺压力与流量范围内，保障工况稳定运行，提升离心压缩机操作的便捷性与自动化水平。通过应用控制系统，可将离心压缩机的工作状态实时展现出来，促使操作人员掌握相应的信息，实时储存运行数据，为后期查询与分析奠定基础。 受到某些原因的影响，若离心式压缩机运行不稳定，控制系统可及时预测各类影响因素，在出现故障与问题的情况下，通知操作人员。系统能够依据不同的情形，采取针对性的解决对策，合理做出动作，促使离心式压缩机迅速恢复到正常的运行轨道。离心式压缩机控制系统设计本身属于关键性问题，本文主要从以下三方面入手，深入分析离心式压缩机控制系统设计现状，主要包括：(1)选择控制系统硬件平台，目前国内是在经典压缩机控制系统基础上，选择模拟调节器，实现运行参数(比如：排气量、排气压力等)调节，以此实现对保护装置安全运行提供保障，更好的满足实际工艺需求。但就实际情况而言，这类调节器难以应变大负荷，就突发工况变化无法精准应对，难以使机组处于最佳运行状态中。(2)合理选择控制系统软件，国外进口的压缩机组，供货商一般会选择配套的控制系统，这类系统的针对性较强，且控制效果比较理想。也可购买第三方厂家的主要控制软件，将其直接应用在上位机监控系统内，可实现开发周期缩短，但这类方式会增加开发成本。(3)选择控制策略，在离心式压缩机控制系统设计工作中，应当将防喘振数字划分为直接控制，实现最小流量控制，就不同故障情形，采取不同的解决对策。不断引入先进的控制技术，比如：模糊控制、神经网络控制技术，为后期压缩机智能控制奠定良好基础。在智能化技术背景下，传统的控制方式已经难以满足上述控制需求，只有积极引入先进的PDI控制技术，才可实现离心压缩机控制水平的提升。 二、离心式压缩机喘振故障的解决方法
2021年压缩机防喘振的两种方法
压缩机防喘振的两种方法 欧阳光明（2021.03.07） 压缩机防喘振的两种方法1 一、离心式压缩机喘振的原因1 二、防喘振自控系统的可行性分析1 三、防喘振自控系统的几种实现方法2 1．固定极限流量法2精品文档，超值下载 2．可变极限流量法2 四、防喘振控制系统的实现方法3 五、结束语5 一、离心式压缩机喘振的原因 喘振是离心式压缩机的固有特性。产生喘振的原因首先得从对象特性上找。从图1中可见压缩机的压缩比P2/P1与流量Q的曲线上都有一个P2/P1值的最高点。在此点右面的曲线上工作，压缩机是稳定的。在曲线左面低流量范围内，由于气体的可压缩性，产生了一个不稳定状态。当流量逐渐减小到喘振线时，一旦压缩比下降，使流量进一步减小，由于输出管线中气体压力高于压缩机出口压力，被压缩了的气体很快倒流入压缩机，待管线中压力下降后，气体流动方向又反过来，周而复始便产生喘振。喘振时压缩机机体发生振动并波及到相邻的管网，喘振强烈时，能使压缩机严重破坏。
二、防喘振自控系统的可行性分析 为使压缩机安全有效和经济运行，在低负荷下操作时，其气量应始终保持在喘振区右边并留有一定的安全裕量，一般控制线位于超过喘振极限流量的5％—10％之处。只要保证压缩机吸人流量大于临界吸入量Qp，系统就会工作在稳定区，不会发生喘振。即在生产降负荷时，须将部分出口气体，经出口旁路阀返回到入口或将部分出口气放空，保证系统工作在稳定区。 三、防喘振自控系统的几种实现方法 目前常采用两类防喘振方法，即固定极限流量（或称最小流量）法与可变极限流量法 1．固定极限流量法 固定极限流量的防喘振控制系统，就是使压缩机的流量始终保持大于某一定值流量，如图1中的Qp，从而避免进入喘振区运行。此法优点是控制系统简单，使用仪表较少。缺点是当压缩机转速降低，处在低负荷运行时，防喘振控制系统投用过早，回流量较大，能耗较大。 2．可变极限流量法 在压缩机负荷有可能通过调速来改变的场合，因为不同转速工况下，极限喘振流量是一个变数，它随转速的下降而变小，所以最合理的防喘振控制方法，应是留有适当的安全裕量，使防喘振调节器沿着喘振极限流量曲线右侧的一条安全控制线工作，这便是可变极限流量法。
离心式压缩机的防喘振控制
编订：__________________ 审核：__________________ 单位：__________________ 离心式压缩机的防喘振控 制 Deploy The Objectives, Requirements And Methods To Make The Personnel In The Organization Operate According To The Established Standards And Reach The Expected Level. Word格式 / 完整 / 可编辑
文件编号：KG-AO-5913-30 离心式压缩机的防喘振控制 使用备注：本文档可用在日常工作场景，通过对目的、要求、方式、方法、进度等进行具体的部署，从而使得组织内人员按照既定标准、规范的要求进行操作，使日常工作或活动达到预期的水平。下载后就可自由编辑。 一、离心式压缩机的特性曲线与喘振 离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。 离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的“喘振”。 喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二
压缩机防喘振控制方案
压缩机防喘振的两种方法 [分享]压缩机防喘振的两种方法 一、离心式压缩机喘振的原因 喘振是离心式压缩机的固有特性。产生喘振的原因首先得从对象特性上找。从图1中可见压缩机的压缩比P2/P1与流量Q的曲线上都有一个P2/P1值的最高点。在此点右面的曲线上工作，压缩机是稳定的。在曲线左面低流量范围内，由于气体的可压缩性，产生了一个不稳定状态。当流量逐渐减小到喘振线时，一旦压缩比下降，使流量进一步减小，由于输出管线中气体压力高于压缩机出口压力，被压缩了的气体很快倒流入压缩机，待管线中压力下降后，气体流动方向又反过来，周而复始便产生喘振。喘振时压缩机机体发生振动并波及到相邻的管网，喘振强烈时，能使压缩机严重破坏。 二、防喘振自控系统的可行性分析 为使压缩机安全有效和经济运行，在低负荷下操作时，其气量应始终保持在喘振区右边并留有一定的安全裕量，一般控制线位于超过喘振极限流量的5％—10％之处。只要保证压缩机吸人流量大于临界吸入量Qp，系统就会工作在稳定区，不会发生喘振。即在生产降负荷时，须将部分出口气体，经出口旁路阀返回到入口或将部分出口气放空，保证系统工作在稳定区。 三、防喘振自控系统的几种实现方法 目前常采用两类防喘振方法，即固定极限流量（或称最小流量）法与可变极限流量法 1．固定极限流量法 固定极限流量的防喘振控制系统，就是使压缩机的流量始终保持大于某一定值流量，如图1中的Qp，从而避免进入喘振区运行。此法优点是控制系统简单，使用仪表较少。缺点是当压缩机转速降低，处在低负荷运行时，防喘振控制系统投用过早，回流量较大，能耗较大。 2．可变极限流量法
在压缩机负荷有可能通过调速来改变的场合，因为不同转速工况下，极限喘振流量是一个变数，它随转速的下降而变小，所以最合理的防喘振控制方法，应是留有适当的安全裕量，使防喘振调节器沿着喘振极限流量曲线右侧的一条安全控制线工作，这便是可变极 限流量法。 常用控制方案有两种：一是采用测量压缩机转速，经函数发生器作为流量调节器给定值（图2)。二是根据防喘振控制线的数学表达式，用常规仪表来模拟表达式（1），控制流程如图3所示。近年来随着数字仪表和微处理器的发展，这样的控制系统已容易实现。 其中a、b由压缩机制造厂决定，C是一个常数。 式中M—分子量 z—压缩系数 R—气体常数 k—综合流量系数 四、防喘振控制系统的实现方法 水气厂一英格索兰空气压缩机，型号为C90M × 3，三级压缩，流量11942m3/h，进气压力（绝）0.09MPa，排气压力（绝）0.9MPa，功率1305kW。防喘振控制
离心式压缩机的防喘振控制(正式版)
文件编号：TP-AR-L6485 In Terms Of Organization Management, It Is Necessary To Form A Certain Guiding And Planning Executable Plan, So As To Help Decision-Makers To Carry Out Better Production And Management From Multiple Perspectives. （示范文本） 编订：_______________ 审核：_______________ 单位：_______________ 离心式压缩机的防喘振 控制(正式版)
离心式压缩机的防喘振控制(正式版) 使用注意：该安全管理资料可用在组织/机构/单位管理上，形成一定的具有指导性，规划性的可执行计划，从而实现多角度地帮助决策人员进行更好的生产与管理。材料内容可根据实际情况作相应修改，请在使用时认真阅读。 一、离心式压缩机的特性曲线与喘振 离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。 离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的
“喘振”。 喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二是管路系统中要有能自由升降的液位或其他能贮存和放出能量的部分。 因此，对离心泵的情况，当遇到具有这种特点的管路装置时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。 对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。连接离心式压缩机不同转速下的特性曲线的最高点，所得曲线称喘振极限线，其左侧部分称为喘振区，如图6—20中
离心式压缩机的喘振原因及预防14
离心式压缩机的喘振原因及预防] 离心式压缩机的喘振原因及预防 田立华 (中石油前郭石化分公司) 摘要离心式压缩机发生喘振时，转子及定子元件经受交变的动应力，级间压力失调引起强烈的振动，使密封及轴承损坏，甚至发生转子与定子元件相碰、压送的气体外泄、引起爆炸等恶性事故。因此，离心式压缩机严禁在喘振区域内运行。本文针对喘振的原因和预防措施做了详细论述。 关键词离心式压缩机喘振喘振点性能曲线旋转脱离 一、喘振机理 喘振的产生包含两方面因素：内在因素是离心式压缩机中的气流在一定条件下出现“旋转脱离”；外界条件是压缩机管网系统的特性。当外界条件适合内在因素时，便发生喘振。 2．喘振与管网的关系 离心压缩机的喘振是其本身的固有特性。压缩机是否在喘振工况点附近运行，这主要取决于管网的特性曲线P=Pa+AQ2。图2为离心压缩机和管网联合工作性能曲线。交点M为稳定工况点，当出气管路中的闸阀关小到一定程度时，管道中的阻力系数A增大，管网特性曲线左移到图2中曲线4的位置时，与压缩机性能曲线2交于N点，压缩机出现喘振工况，N点即为喘振点。相反闸阀开大时，管道中的阻力系数A减小，管网特性曲线1右移，压缩机流量达到Qmax时，出现滞止工况。最小流量与滞止流量之间的流量为离心压缩机的稳定工况范围。 3．喘振的产生 从图2可以看出：由于管网阻力的增加，管网特性曲线左移，致使压缩机工况点向小流量偏移。压缩机的流量Qj 减少，气体进入叶轮和叶片扩压器的正冲角i增加，附面层分离区扩大，产生相对于叶轮旋转方向的“旋转脱离”，使叶轮前后压力产生强烈的脉动。发生旋转脱离时在叶轮的凹面形成涡流区，当流量减小到Qmin时，上述的正冲角i 增加得更大，涡流区扩大到整个叶片流道，气流受到阻塞，压缩机出口压力突然下降，而管网中气体压力并不同时下降，这时，管网中压力P1大于压缩机出口压力P2，因而管网中气体倒流向压缩机，直至管网中压力下降到低于压缩机出口压力时才停止倒流。这时压缩机又开始向管网压送气体，使管网中的气体压力再次升高至P1时，压缩机的流量Qj减少到Qmin，出口压力突然降到P2，P1>P2后，管网中气体又倒流向压缩机。如此周而复始地进行，压缩机时而有气流输出，时而有气体由管路倒灌入机器，产生周期性气流脉动，出现喘振。喘振过程中参数变化的频率和幅度的大小与管网容量有很大的关系。管网的容量相当于整个系统的基本谐振器。管网的容量愈大，喘振的频率愈低，振幅愈大；管网的容量愈小，喘振的频率则愈高，振幅愈小。由此可知，发生喘振的根本原因就是低流量，在操作中造成低流量的因素很多，归纳为以下几个方面： （1）压缩机出口压力升高，系统压力大于出口压力，使气体流量降到喘振流量。稳定系统压力高，造成压缩机出口憋压，气体倒流入压缩机，造成机内气体低流量。 （2）入口流量低于规定值，反飞动调节阀失灵。在一定转数和一定气体密度下，能维持一定压力，当开、停机时气体流量少，或者放火炬阀开得过大，最容易引起压缩机入口流量低。 （3）气体密度变化，在一定转数下，离心力下降，引起出口压力及排量下降，通常误认为是抽空现象。 （4）分馏系统操作不稳致使压缩机入口气体带油（例如瓦斯罐液位、界位失灵），液体组分进入机体。 （5）汽轮机的蒸汽压力低或质量差（温度低），机组出现满负荷，转速下降。 （6）调速系统失灵，辅助系统故障，真空效率下降，机组不能额定做功。
离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型
晋升任职资格送审论文评审表
论文编号：＿＿＿＿＿＿＿ 专业：生产过程自动化 论文题目： 离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型 内容摘要： 离心式压缩机在工业生产中的应用越来越广泛。 本文对离心式压缩机的固有特性喘振进行了详细的 分析。重点分析了乙烯装置裂解气压缩机防喘振系 统的独特设计、工作原理及在TPS控制平台上的逻 辑实现，并对防喘振控制阀的合理选型进行了有益 的探讨。这为离心式压缩机防喘振控制系统的设计 提供了值得借鉴的经验。
目录 前言........................................... 错误!未定义书签。第一章喘振的产生及预防.......................... 错误!未定义书签。 一、喘振的产生过程..................................................... 错误!未定义书签。 二、喘振的预防......................................................... 错误!未定义书签。 三、常用的防喘振控制系统............................................... 错误!未定义书签。第二章乙烯装置裂解气压缩机的防喘振控制.......... 错误!未定义书签。 一、概述............................................................... 错误!未定义书签。 二、防喘振控制系统的实现............................................... 错误!未定义书签。第三章防喘振控制阀的合理选型.................... 错误!未定义书签。 一、合理选型防喘振阀，至关重要......................................... 错误!未定义书签。 二、防喘振控制阀计算的步骤............................................. 错误!未定义书签。 三、以防喘振控制阀FV205为例说明阀门选型的计算......................... 错误!未定义书签。第四章结束语................................... 错误!未定义书签。
喘振原因及常用解决办法
喘振原因及常用解决办法-标准化文件发布号：（9456-EUATWK-MWUB-WUNN-INNUL-DDQTY-KII
喘振是透平式压缩机（也叫叶片式压缩机）在流量减少到一定程度时所发生的一种非正常工况下的振动。离心式压缩机是透平式压缩机的一种形式，喘振对于离心式压缩机有着很严重的危害 离心式压缩机发生喘振时，典型现象有： 1)压缩机的出口压力最初先升高，继而急剧下降，并呈周期性大幅波动； 2)压缩机的流量急剧下降，并大幅波动，严重时甚至出现空气倒灌至吸气管道； 3)拖动压缩机的电机的电流和功率表指示出现不稳定，大幅波动； 4)机器产生强烈的振动，同时发出异常的气流噪声。 5)离心机在极端部分负荷、冷却有问题时会发生 目前来说解决喘振常用的方法： ①在压气机上增加放气活门，使多余的气体能够排出。 ②使用可调节式叶片。 ③确保压气机足够流量。
喘振的内部原因 当气体流量减少到一定程度时，压缩机内部气流的流动方向与叶片的安装方向发生严重偏离，使进口气流角与叶片进口安装角产生较大的正冲角，从而造成叶道内叶片凸面气流的严重脱离。此外，对于离心式压缩机的叶轮而言，由于轴向涡流等的存在和影响，更极易造成叶道里的速度不均匀，上述气流脱离现象进一步加剧。气流脱离现象严重时，叶道中气体滞流，压力突然下降，引起叶道后面的高压气流倒灌，以弥补流量的不足和缓解气流脱离现象，并可使之暂恢复正常。但是，当将倒灌进来的气体压出时，由于流量缺少补给，随后再次重复上述现象。这样，气流脱离和气流倒灌现象周而复始地进行，使压缩机产生一种低频高振幅的压力脉动，机器也强烈振动，并发出强烈的噪声，管网有周期性振荡振幅大频率低并伴有周期性吼叫声，压缩机振动强烈机壳轴承均有强烈振动并发出强烈的周期性的气流声，由于振动强烈轴承液体润滑条件会遭到破坏，轴瓦会烧坏转子与定子会产生摩擦碰撞密封元件将严重破坏。 离心式压缩机在生产运行过程中有时会突然产生强烈振动气体介质的流量和压力也出现大幅度脉动
CCC 压缩机防喘振控制技术
CCC 压缩机防喘振控制技术 作者：https://www.sodocs.net/doc/b21332427.html, 来源：本站发表时间：2010-6-5 17:27:55 点击：68 CCC 压缩机防喘振控制技术 1. 喘振现象 喘振是涡轮压缩机特有的现象，我们可以从下图的简单模型来解释这一特性，从图中可以看出，当容器中压力达到一定值时，压缩机运行点由D 沿性能曲线上升，到喘振点A ，流量减小压力升高，这一过程中流量减小压力升高，由A 点开始到B 点压缩机出现负流量即出现倒流，倒流到一定程度压缩机出口压力下降（B-C），又恢复到正向流动（C-D ），这样，气流在压缩机中来回流动就是喘振，伴随喘振而来的是压缩机振动剧烈上升，类似哮喘病人的巨大异常响声等，如果不能有效控制会给压缩机造成严重的损伤，喘振工况的发展非常快速，一般来讲在1-2 秒内就以发生，因而需要精确的控制算法和快速的控制算法才能实现有效的控制。 2. 喘振控制
通常压缩机都会有一系列的性能曲线图（如下图所示），其坐标是多变压头-入口流量，由于压缩机入口条件的不同（如温度、压力、分子量等）其喘振曲线是分散的多条曲线，给喘振的控制带来困难，CCC 根据压缩机的设计理论、喘振理论和自己的经验，开发出了一套计算方法和软件，可以将多变的入口条件的喘振曲线转化成与入口条件无关的曲线（如下图），这样就可以方便地确定喘振点，而一般来讲压缩机制造厂商提供的性能曲线，是计算值，会有一定偏差，特别是旧机组的性能会发生变化，或者没有性能曲线，为了精确控制，需要对喘振曲线做现场测试，传统的测试方法需要由经验丰富的测试工程师来进行测试，人为地判断压缩机是否到达喘振点，这样做带来了巨大的风险，因为人的判断无法保证100%的准确。而且由于到喘振点时，需要人来手动控制打开防喘振阀，往往会动作滞后或过早打开，难以避免给机组造成损伤或无法实现准确测量，CCC 的喘振算法和控制算法能够在自动状态下测量喘振曲线，从而避免了人为测量的风险，并能准确测量记录线，这一功能是CCC 的专利技术而且是世界独一无二的。
压缩机防喘振的两种方法
压缩机防喘振的两种方法 压缩机防喘振的两种方法 (1) 一、离心式压缩机喘振的原因 (1) 二、防喘振自控系统的可行性分析 (1) 三、防喘振自控系统的几种实现方法 (2) 1．固定极限流量法 (2) 2．可变极限流量法 (2) 四、防喘振控制系统的实现方法 (3) 五、结束语 (5) 一、离心式压缩机喘振的原因 喘振是离心式压缩机的固有特性。产生喘振的原因首先得从对象特性上找。从图1中可见压缩机的压缩比P2/P1与流量Q的曲线上都有一个P2/P1值的最高点。在此点右面的曲线上工作，压缩机是稳定的。在曲线左面低流量范围内，由于气体的可压缩性，产生了一个不稳定状态。当流量逐渐减小到喘振线时，一旦压缩比下降，使流量进一步减小，由于输出管线中气体压力高于压缩机出口压力，被压缩了的气体很快倒流入压缩机，待管线中压力下降后，气体流动方向又反过来，周而复始便产生喘振。喘振时压缩机机体发生振动并波及到相邻的管网，喘振强烈时，能使压缩机严重破坏。 二、防喘振自控系统的可行性分析 为使压缩机安全有效和经济运行，在低负荷下操作时，其气量应始终保持在喘振区右边并留有一定的安全裕量，一般控制线位于超过喘振极限流量的5％—10％之处。只要保证压缩机吸人流量大于临界吸入量Qp，系统就会工作在稳定区，不会发生喘振。即在生产降负荷时，须将部分出口气体，经出口旁路阀返回到入口或将部分出口气放空，保证系统工作在稳定区。
三、防喘振自控系统的几种实现方法 目前常采用两类防喘振方法，即固定极限流量（或称最小流量）法与可变极限流量法1．固定极限流量法 固定极限流量的防喘振控制系统，就是使压缩机的流量始终保持大于某一定值流量，如图1中的Qp，从而避免进入喘振区运行。此法优点是控制系统简单，使用仪表较少。缺点是当压缩机转速降低，处在低负荷运行时，防喘振控制系统投用过早，回流量较大，能耗较大。2．可变极限流量法 在压缩机负荷有可能通过调速来改变的场合，因为不同转速工况下，极限喘振流量是一个变数，它随转速的下降而变小，所以最合理的防喘振控制方法，应是留有适当的安全裕量，使防喘振调节器沿着喘振极限流量曲线右侧的一条安全控制线工作，这便是可变极限流量法。 常用控制方案有两种：一是采用测量压缩机转速，经函数发生器作为流量调节器给定值（图2)。二是根据防喘振控制线的数学表达式，用常规仪表来模拟表达式（1），控制流程如 图3所示。近年来随着数字仪表和微处理器的发展，这样的控制系统已容易实现。
离心式压缩机的喘振分析
离心式压缩机的喘振分析 卢勇 摘要：本文通过分析离心式压缩机工作过程中喘振产生的机理，原因，危害及判断方法，介绍了催化剂长岭分公司空压站4台压缩机的控制方式和喘振控制系统选择准则。 关键词：喘振机理原因危害判断控制 一、引言 随着生产规模的扩大以及对产品质量要求的提升，生产车间对工艺和仪表用风要求越来越高，催化剂长岭分公司综合车间空压站因此不断进行改造，增加供风能力和提高供风质量，目前，已经淘汰所有往复式压缩机，全部使用离心式压缩机。 离心式压缩机是速度式压缩机的一种，具有排气量大、效率高、结构简单、体积小、气流不受油污染以及正常工况下运行平稳、压缩气流无脉动等特点，然而，离心式压缩机对气体的压力、流量、温度变化较敏感，易发生喘振。喘振是离心式压缩机的一种固有现象，具有较大的危害性，是压缩机损坏的主要诱因之一，长岭分公司空压站共有4台离心式压缩机，其中库柏公司3台，IHI寿力公司1台，虽然制造厂家通过控制系统的合理设计，避开了绝大多数的喘振，但在设备的长期使用过程中，仍然不同程度地出现了喘振现象，并造成了一些危害，因此，需要结合生产实践，逐步弄清喘振机理，掌握喘振的影响因素，采取有效的防喘振控制措施，消除喘振产生的条件，减少喘振出现的频次，提高压缩机的运行可靠性。
二、喘振现象的产生 1.喘振的机理 图1 离心式压缩机是利用机器的作功元件如高速回转的叶轮对气体作功，使气体在离心力场中压力得到提高，同时动能也大为增加，随后在扩压流道中流动时这部分动能又转变成静压能，而使气体压力进一步提高，这就是离心式压缩机的工作原理或增压原理。 图1为离心式压缩机的性能变化曲线，它清晰地表明了各种工况下的性能、稳定工作范围等，在转速不变的情况下，当流量Q增大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现阻塞现象。 当流量Q减小到某个值时，操作工况也会发生变动并偏离设计工况，这时进入叶轮或扩压器流道的气流方向就会发生变化，气流向着叶片的工作面冲击，在叶片的非工作面的前缘部分，产生很大的局
离心式压缩机喘振现象与调节方法
离心式压缩机喘振现象与调节方法 一、什么是喘振 喘振是离心式压缩机的一种特有的异常工作现象，归根揭底是由旋转失速引起的，气体的连续性受到破坏，其显著特征是：流量大幅度下降，压缩机出口排气量显著下降；出口压力波动较大，压力表的指针来回摆动；机组发生强烈振动并伴有间断的低沉的吼声，好像人在干咳一般。判断是否发生喘振除了凭人的感觉以外，还可以根据仪表和运行参数配合性能曲线查出。 压缩机发生喘振的原因：由于某些原因导致压缩机入口流量减小，当减小到一定程度时，整个扩压器流道中会产生严重的旋转失速，压缩机出口压力突然下降，当与压缩机出口相连的管网的压力高于压缩机的出口压力时，管网的气流倒流回压缩机，直到管网的压力下降到比压缩机的出口压力低时，压缩机才重新开始向管网排气，此时压缩机恢复到正常状态。当管网压力恢复到正常压力时，如果压缩机入口流量依然小于产生喘振工况的最小流量，压缩机扩压器流道中又产生严重的旋转失速，压缩机出口压力再次下降，管网压力大于压缩机排气压力，管网中的气流再次倒流回压缩机，如此不断循环，压缩机系统中产生了一种周期性的气流喘振现象，这种现象被称之为“喘振”。 二、离心式压缩机特性曲线 对于一定的气体而言，在压缩机转速一定时，每一流量都对应一个压力，把不同流量下对应的每一个压力连成一条曲线，即为压缩机的性能曲线。 如图1所示，对每一种转速，都可以用一条曲线描述压缩机入口流量Q1与压缩比P2/P1的关系（P2、P1分别为压缩机出口绝对压力和入口绝对压力）。 图1为离心式压缩机特性曲线 压缩机特性线是压缩机变动工况性能的图像表示，它清晰地表明了各种工况下的性能、稳定工作范围等，是操作运行、分析变工况性能的重要依据。 （1）转速一定，流量减少，压力比增加，起先增加很快，当流量减少到一定值开始，压比增加的速度放慢，有的压缩机级的特性压比随流量减少甚至还要减少。 （2）流量进一步减少，压缩机的工作会出现不稳定，气流出现脉动，振动加剧，伴随着吼叫声，这个现象称为喘振现象，这个最小流量称为喘振流量。每个转速下都有一个喘振流量，不同转速下喘振流量工况点的连线称为喘振线。在喘振线左侧为非稳定工作区，而右侧为稳定工作区。一般来说，单级工业离心式压缩机的额定转速线下的喘振流量约为额定流量的50%，多级离心式压缩机额定转速下的喘振流量一般为额定流量的70～80%。喘振工况是小流量下的一种压缩机不稳定状况，不仅与压缩机级的设计导致的旋转失速有关，还与外管网有关。 （3）在增大流量时也会有限制，在转速不变的情况下，流量加大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现所谓“阻塞现象”。阻塞工况也称作最大流量工况，造成这种工况