离心式压缩机的防喘振控制简易版Word格式文档下载.docx
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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。
二、
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。
三、
喘振的极限方程及安全操作线
（1）经验公式
将在不同转速下的压缩机特性曲线最高点连接起来所得的一条曲线，称为压缩机喘振的极限线，如图6—23所示。
对于喘振极限线，可以通过理论推导获得数学表达式。
在工程上，为了安全上的原因，在喘振极限线右边，建立一条“安全操作线”，作为压缩机允许工作的界限。
这条安全操作线可与一个抛物线方向近似，其经验公式为
式中，Q1为吸人口气体的体积流量；
丁l为吸人口气体的绝对温度；
p1、p2分别为吸入口、排出口的绝对压力；
K，a均为常数，一般由压缩机制造厂家给出，a有等于0、大于0和小于0三种情况。
由于式（6—7）中的吸入口气体的体积流量Ql、绝对压力》p1和绝对温度T1有一定关系，而且还可以依照不同的测量方法和仪表，将经验公式表达成更加实用的公式。
（2）用差压计测量流量时的安全操作线表达式
假如在压缩机人口处用差压计测量流量Ql，测得的差压为p1d，由标准节流装置流量测量公式
式中，o为常数；
c为气体压缩系数；
ρ1为人口处气体的密度。
根据气体方程
式中，z为气体压缩修正系数；
及为气体常数；
M为气体分子量。
将式（6—9）代入式（6—8）并简化后，得
式（6—13）和式（6—14）就是用差压计测量入口处气体流量时喘振安全操作线的表达式。
四、
防喘振控制系统
由前述可知，在通常情况下，压缩机的喘振主要是负荷减少所致，而负荷的升降则是由工艺所决定的。
为使压缩机不出现喘振，需要确保任何转速下，通过压缩机的实际流量都不小于喘振极限线所对应的最小流量QB。
根据这一思路，可采取如图6—24所示的循环流量法，来设计固定极限流量法和可变极限流量法等两种防喘振控制系统。
（1）固定极限流量法
采用部分循环法，始终使压缩机流量保持大于某一定值流量，从而避免进入喘振区运行，这种方法叫做固定极限流量防喘振控制。
图6—25中Qn即为固定极限流量值。
显然，压缩机不论运行在哪一档转速下，只要满足Q≥QB的条件，压缩机就不会出现喘振。
用固定极限法所设计的控制方案结构简单，如图6—26所示。
图中的流量控制器，即以Qu值作为其固定设定值的防喘振控制器。
QB的取值应以现场压缩机能达到的最高转速所对应的喘振极限流量为好。
压缩机正常运行时，控制器的测量值恒大于设定值，而旁路控制阀是气关阀，此时控制器具有正向作用和PI特性，输出达最大值时使阀关闭。
当压缩机吸气量小于设定值时，旁路阀打开，压缩机出口气体经旁路返回至压缩机人口，气量又增大到大于Qu值。
这时虽然压缩机向外供气量减少了，但防止了喘振的发生。
这种固定极限流量法不足之处在于当压缩机低速运行时（如图6—25中的n₁，n₂转速情况下），压缩机的能耗过大，这对压缩机负荷需经常改变的生产装置就不够经济；
但从另一方面讲，则有控制方案简单、系统可靠性高、投资少等优点。
（2）可变极限流量法
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，可以采用调节转速的办法来保证压缩机的负荷满足工艺上的要求。
因为在不同转速下，其喘振极限流量是一个变数，它随转速的下降而变小。
所以最合理的防喘振控制方案应是在整个压缩机负荷变化范围内，使它的工作点沿着如图6—23所示的喘振安全操作线而变化，根据这一思路设计的防喘振控制系统，就称为可变极限流量法防喘振控制系统，它的原理如图6—27所示。
在设计防喘振控制系统时，尚需注意如下几点。
①旁路控制阀在压缩机正常运行的整个过程中，测量值始终大于设定值，因此必须考虑防喘振控制器的防积分饱和问题。
否则就会造成防喘振控制系统的动作不及时而引起事故。
②在实际的工业设备上，有时不能在压缩机入口处测量流量，而必须改为在出口处，但压缩机制造厂所给的特性曲线往往是规定测量人口流量的，这时就需要将喘振安全操作线方程进行改写。
可以从人口、出口质量流量相等这一等式出发，写出pld与出口流量的差压值p2d之间的关系式，然后把安全操作线方程式中p1d替换掉，再以此方程进行防喘振控制系统的设计。
③喘振安全操作线方程式中的压缩机出、人口处的压力p₁、p₂均指绝对压九因此，若所用的压力变送器不是绝压变送器，则必须考虑相对压力和绝对压力的转换问题。
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