离心式压缩机的防喘振控制
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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中阴影部分。喘振情况与管网特性有关。管网容量越大，喘振的振幅越大，而频率越低；管网容量越小，则相反。
引起喘振的因素
　　如上所述，当离心式压缩机的负荷减小到一定程度时，会造成压缩机的喘振，这是引起喘振的最常见因素。除此之外，被压缩气体的吸入状态，如分子量、温度、压力等的变化，也是造成压缩机喘振的因素。
　　吸入压力的变化，会影响压缩机的实际压缩比。当吸人压力》l降低，所需压缩比增大，压缩机易进入喘振区。
　　对于吸人气体的分子量变化，压缩机特性曲线的改变情况如图6—21所示。图中清楚地表明，在同样的吸入气体流量QA下，分子量大，压缩机易进入喘振区。
　　当吸人气体温度变化时，它的特性曲线将如图6—22所示。显然，当温度降低，压缩机易出现喘振。
　　在实际生产过程中，被压缩的气体往往来自上一工序，该工序的操作情况会影响分子量和温度的变化，从而可能引起压缩机的喘振。鉴于目前的防喘振控制系统一般只是为了防止负荷的减小，且分子量的变化也无法进行在线测量，所以，在上述情况下，防喘振控制系统会“失灵”。对此需要特别加以重视。
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压缩机如何提氮气工况的条件
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本帖最后由 clfclfclf 于
17:11 编辑
在提给压缩机厂家的数据表中，有一项是氮气工况，现在不是很明白这个条件如何填写。我用模拟计算得出功率相差不大，但是正常工况分子量是14，氮气分子量是28，是不是压缩机在正常工况的推力就只能推动一半的氮气，所以在数据表中氮气工况要按照正常工况的一半气量来填写？或者是别的气量，这又是如何得出的呢？
补充一下，问题没说清楚，我是指压缩机数据表中的气量如何填写。
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longkui1990的管辖
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正常工况分子量是14？？？
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longkui1990的管辖
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你是怎么算到的14？
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该用户从未签到&
14是需压缩气体的平均分子量吗？
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wangxineng的管辖
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工况就是工作状况的简称，就是工作状态下的压力、温度、流量。
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对，14是平均的分子量
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我是指压缩机数据表中的循环气量如何填写。
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你不用去填写，发给厂家就行了。
[]: 海川达人提示byj123 幸运的赚了 1 点 参与值. 可用于每天砸金蛋
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byj123 发表于
你不用去填写，发给厂家就行了。
厂家自己计算氮气的合适的气量吗？
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longkui1990的管辖
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clfclfclf 发表于
对，14是平均的分子量
氮气你跟什么混合能有平均14的分子量？
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对氮气的制做不是很了解，我是做氮气储罐等设备的
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从来没见过平均分子量算压缩机的
一般给出气体组成
进出口压力需求
不都是压缩机厂家选型计算么？
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[]: weiyd 发帖时在路边捡到 4 点 参与值，偷偷放进了口袋. 可用于每天砸金蛋
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对离心式压缩机，分子量越小需要的功率越大，氮气工况一般是开停工催化剂还原钝化时用，看你需要的流量和压力了
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氮气工况你只需提供进口压力就可以，厂家根据压缩机的功率反推计算出氮气工况的数值，再填入压缩机数据表中的！
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谢谢楼上2位，我明白了。
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消防安全漫画（3.11）储罐斜底板设计抛砖引玉，图说无零漂在线密度计。。欢迎各路密度计大仙，来华山关于安全阀的安装位置4m25压缩机换曲轴
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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
(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**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**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**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。
二、离心压缩机性能曲线的分析
Pc 3 η=φ（Qj）
1 P=Pa+AQ2
2 Pc=f (Qj)
Qmin Qjm Qmax Qj
图2离心压缩机和管网联合工作性能曲线
1.管**性曲线 2. 压缩机性能曲线 3.效率曲线
1、P=Pa+AQ2 管**性曲线的特点（见图2线1）。
A．关小管网中的闸阀开度，阻力系数A增大，曲线向左移动，当移动至4的位置，与压缩机性能曲线2交于N点，压缩机出现“喘振”的不稳定现象。
B．开大闸阀开度，阻力系数A减小，曲线向右移动与压缩机性能曲线2交于N’点,压缩机在N’点稳定工作。
2、Pc（或ε）=f (Qj) 压力-流量曲线的特点（见图2线2）
A．Pc（或ε）随Qj的增加而降低。Qj=Qjm时，冲击、分离损失最小，此时压缩机工作最稳定，效率最高，是设计工况点M。
B．Qj≤Qmin时，当流量达到Qmin时离心压缩机发生喘振现象，压缩机严禁在喘振点N运行。Qmin为喘振流量，也叫最小流量。不同转速下的Pc=f (Qj)曲线都有一喘振工况点，各喘振点的连接曲线就是该压缩机喘振边界线，离心压缩机不允许在喘振边界线的左侧工作。
C．Qj≥Qmax时，离心压缩机发生滞止现象。Qmax为滞止流量，也叫最大流量。滞止工况就是当压缩机流量达到Qmax时，叶轮或叶片扩压器最小截面处的气流速度达到音速，此时流量再也不能增加；或者气流速度虽未达到音速，但叶轮对气体做的功全部用来克服流动损失，气体压力并不升高。
D．喘振流量Qmin与滞止流量Qmax之间即为离心压缩机的稳定工况范围。用比值KQ=Qmax/Qmin表示；或者以比值KQ′=（Qmax-Qmin）/ Qjm表示。比值KQ 、KQ′越大，压缩机的稳定工况范围越宽。衡量离心压缩机的性能好坏，不仅要求在设计流量下应有最高的效率，而且要求稳定工况范围要宽。
3、η=φ（Qj）效率-流量曲线的特点（见图2线3）
A．Qj=Qjm（设计流量）时，冲击、分离损失最小，故效率η最高。该工况点为设计工况点。又称最佳工况点。
B．Qj＞Qjm时，随着Qj的增加，冲击、分离损失与摩擦损失增加的很快，使效率下降的很快，故这段η=φ（Qj）曲线较陡。
C．Qj＜Qjm时，随着Qj的减少，冲击损失增加，同时相对漏气和轮阻损失增加，使效率下降。
故效率曲线一般为中间（设计工况点附近）高，偏离设计工况点（即Qj＞Qjm或Qj＜Qjm 效率低，形成如图1中所示的η=φ（Qj）曲线的形状。所以离心压缩机应在最高效率点（即设计工况点）附近进行工作。
三、典型的喘振事例
例：前郭炼油厂一催化装置的MB-CH型气压机是七级串联水平中分离心式气体压缩机。
1．由转速变化引起的喘振
正常情况下，压缩机转速的改变是由系统反应的压力信号控制，但在机器发生故障时，压力信号不能使汽轮机转速自由调节。某年冬季，由于蒸汽量不足，蒸汽管网压力低，汽轮机用蒸汽经常出现0.7—0.8MPa，机组出现满负荷时非常多，转速上不去，有时只达到给定信号的80—90%，常出现喘振。
2．气体分子量减小引起喘振
催化装置试验采用掺炼渣油，20天后由于渣油中重金属含量高，引起催化剂中毒，使裂化气体组分发生变化，富气中H2组分高达40%（体积百分比），富气分子量降低到将近35(原设计分子量50)。分子量降低后，压缩机发生喘振。
3．压缩机出口管线节流引起喘振
月份，在压缩机出口管路上入容器前打洗涤水，管内径是150mm，结垢后内径变成30mm，出口管路阻塞，管路性能曲线上移，工作点进入喘振区域，发生喘振。
4．入口节流（进口压力低）导致压缩机喘振。
一次，由于压缩机前油气分离罐破沫网脱落，被吸入压缩机入口管，形成节流，进口压力低，导致喘振。
四、防止喘振的措施
防止喘振的基本原理是使流量和压力远离喘振点，即保证流量在稳定工况范围内Qmin＜Q＜Qmax 。压缩机入口的进气量低于机器的喘振流量即Qmin，必将导致喘振的发生，故一般在管路中考虑防喘振的措施，常用方法有几种：
1．部分气流通过防喘振阀放空
这种防喘振措施的作用原理如图3a所示。当机器排气量降低到接近喘振点时，经常感受着气量变化的文氏管流量传感器1便传出信号给伺服马达2，使之开始动作而将防喘振放空阀3打开，使部分气流经放空阀放空。因此不论外面需气量是多少，压缩机中流过的气量，总是大于喘振气量而使压缩机能正常工作。该方法的缺点是，被放空的气体是经过压缩的，浪费了部分压缩功。
2．部分气流经防喘振阀后回吸气管
如图3b所示，其防喘振作用原理与上述放空法是一样的，区别是将放空的气体接至吸气管循环使用。主要用于有毒，或易燃、易爆的气体管路，以及经济价值较高不宜放空的情况。
3．使机器与供气系统脱开
见图3c，这种防喘振措施适用于供气系统中有几台机器并联工作，或供气系统的容量很大，因而在一段时间内压缩机停止供气时用户仍能得到所需气量。当压缩机的排气量小到接近喘振点时，流量传感器1发生讯号而使伺服马达2工作，它将反喘振阀3打开。这时压缩机排压便下降到接近于放空的压力，而管路端压Pe大于Pc，因此止逆阀4关闭，机器与供气系统脱开。在此同时，由流量传感器1送出的讯号也使伺服马达5工作，进气节流阀6关小到只允许有少量的气流经过机器自反喘振阀3排出，它使机器中的温度不致升高到不允许的数值。采用这种措施时，由于机器与供气系统脱开，同时机器的进气还采取节流措施，故这时机器的功耗大为减小。过一段时间后，因用户不断用气而使供气管路中储气量减小及压力下降，当端压Pe下降到某个规定的最低允许值Ｐemin时，压力传感器7便起作用。它发出讯号使伺服马达2及5动作，将反喘振阀3关闭而使进气节流阀6打开。这时机器的排压便逐步升高，当排压Pc升高到稍大于Pemin时，止逆阀4自动被打开，机器又重新接入供气系统中工作。
为了有效地防止喘振，必须控制放空阀，使其流量维持在不小于整定压力所限制的流量，另外在操作中还要有具体办法：
（1）增加反飞动量，开、停工时不放火炬，压缩机入口的气体流量小，这样就要增加反飞动量，开工时还要从稳定系统向分馏系统倒气体补充气体流量，来维持压缩机入口的流量，保证其在规定值内。
（2）加强稳定系统压力的调节，不能超压。
（3）加强对分馏系统油气分离器液位、界位的控制，加强脱水。
（4）加强压缩机出、入口的排凝，决不能让气体带油。
（5）保证汽轮机的蒸汽压力平稳，不低于设计值。
（6）反应压力高时，可打开入口放火炬阀，压缩机出口压力高时，可打开出口放火炬阀，但注意出、入口放火炬阀不能同时打开。
由于在生产实践中，我们积累了大量有关喘振的数据和条件，掌握了喘振发生的根本原因，摸索出喘振发生的规律，并因地制宜采取了一系列行之有效的预防措施，另外对机组实行了特护管理办法，杜绝了压缩机喘振现象的发生，为机组长周期安全运行提供了可靠的保障，从而大大降低了检维修费用，提高了经济效益。总之，离心式压缩机组是催化裂化装置的关键设备之一，该设备的良好运行是经济效益和安全生产的保证，因此，在生产过程中一定要加强机组的维护和保养，避免喘振等现象的发生。实践证明，喘振现象是完全可以避免的。
参考文献：《离心压缩机的调节与保护》作者王志清
《离心式压缩机》 西安交通大学透平压缩机教研室编
Reason and prevention of centrifugal compressor surging
（China Petroleum QianGuo petrochemical company,Jinlin,138008）
Abstract: As the permanent fault of centrifugal compressor, the major equipment of FCCU, surging often break the normal running of compressor, make it vibrate violently and even damage the parts of compressor. Surging is a kind of inherent property of compressor, it disappear after compressor is set down, thus it is necessary for technician or operator to find and tackle the surging in time and even avoid it.
Key words: Centrifugal compressor Surging Surfing point
Performance curve Rotary deviation
作者简历： 田立华，(1970—)，女，1990年兰州石油学校毕业,任中石油前郭石化分公司计量站技术员,期间发表论文多篇。
通迅地址：中国石油前郭石化分公司，联系电话：。
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