喘振的原因是.docx
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喘振的原因是
喘振的原因是:
进口压力或流量突然（瞬间）降低，低过最低允许工况点时，压缩机内的气体由于流量发生变化，会出现严重的旋转脱离，形成突变失速（指气体在叶道进口的流动方向和叶片进口角出现很大偏差），这时叶轮不能有效提高气体的压力，导致机出口压力降低。
但是系统的压力没有瞬间相应地降下来，从而发生气体从系统向压缩机倒流，当系统压力降至低于机出口压力时，气体又向系统流动。
如此反复，使机组与管网发生周期性的轴向低频大振幅的气流振荡现象。
要预防、解决压缩机的喘振现象,有以下几个办法：
1、根据压缩机性能曲线，找出喘振点。
一般工业应用，可取允许的最低工况点即可。
2、在压缩机的进口安装温度、流量监视仪表，出口安装压力监视仪表，一旦出现喘振及时报警。
3、生产中若必须减小压缩机的流量，可在压缩机出口设旁通回路，让气体放空或经降压后仍回进气管。
4、在小流量下运行时，可降低压缩机的转速，使得压缩机流量减小时不致进入喘振状态。
5、在前级或各级中设置叶片转动机构，以调节叶片角度，使流量减小时冲角不致过大，从而使叶道中不出现太大的分离区，以避免喘振的出现。
这种方法可应用在轴流式压缩机上。
6、机出口应设有防喘振线。
设定值可设为最低允许工况点。
一旦机进口流量压力低至最低允许工况点，防喘振线可自动打开，使机出口气体流回进口
离心式压缩机的喘振原因及预防
离心式压缩机,喘振,预防
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。
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。
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
1990年5-6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。
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发表于2007-12-413:
20|只看该作者
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。
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发表于2007-12-413:
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喘振现象的产生
压缩机在工作过程中，当入叶轮的气体流量小于机组该工况下的最小流量（即喘振流量）限时，管网气体会倒流至压缩机，当压缩机的出口压力大于管网压力时，压缩机又开始排出气体，气流会在系统中产生周期性的振荡，具体体现在机组连同它的外围管道一起会作周期性大幅度的振动，这种现象工程上称之为喘振。
喘振是离心式压缩机的固有特性，当发生喘振时需采取措施降低出口压力或增大入口流量，尽量降低喘振时间。
为了确保压缩机稳定可靠地工作，防止用量波动发生喘振，该装置设计了防喘振放空阀，当下游工艺设备空气用量减少或压缩机出现喘振时，可由放空阀减量放空来平衡。
防喘振方案的实施
离心机防喘振控制常采用以下两种方法：
定极限流量法：
就是使压缩机的流量始终保持大于某一定值流量，从而避免进入喘振区运行。
此法通常用于恒速运行的离心机且一般流量调节器的给定值应大于额定喘振点流量的7%～10%，此法优点是控制简单，缺点是当机组变速运行且处于低负荷情况时，防喘振控制投用过早，造成能耗加大。
变极限流量法：
在变速运行的压缩机中，随着不同工况（压缩比、出口压力或转速），极限喘振流量是个变数。
变极限流量法是采用随动防喘振流量控制系统在压缩机的不同工况下沿喘振曲线（实际上是沿防喘振操作曲线）自动改变防喘振流量调节器的给定值，使防喘振调节器沿喘振曲线右侧安全控制线（防喘振操作线）工作，这样既安全又节能。
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发表于2007-12-413:
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HR9-040-5空压机为美国Atlas公司制造的带中间冷却器的二级离心式空气压缩机。
该机组经一级压缩后，通过中间冷却器冷却，由二级吸入压缩，再经后冷却器冷却后送到用气部位。
投入使用7年后该机组先后出现了送气温度高，机组效率下降，喘振等现象。
2 问题的提出及分析
产生喘振的原因主要有以下几点：
（1）机组流道缩小，造成效率降低
停机检查，叶轮及流道内污垢较多，对蜗壳及叶轮进行清洗后开机试车运行仍未见好转；
（2）机组出气口堵塞
检查雾滴捕集器内的丝网，未见异常；
（3）机组内部通道发生堵塞
将空气冷却器拆出检查，发现铝翅片间布满灰尘，空气冷却器堵塞严重。
但是此类型翅片强度极低，在清洗时容易造成翅片倒伏，影响换热效果及清洗效果。
必须更换冷却器芯体。
同时经过对机组拆检发现，由于空气冷却器芯体密封胶条老化脆断造成热空气短路致使送气温度升高；由于空气冷却器芯体被尘埃堵塞提高了吸、排气阻力使机组效率下降；而中冷器的尘埃灰垢被压缩空气带入二级叶轮并附着在上面使流道状况恶劣引起压缩空气旋转脱离，严重时便出现了喘振。
由此可见，机组出现异常的主要原因是空气冷却器故障。
在空气冷却器出现短路时，曾试图用聚四氟板（耐高温、不易老化）来代替胶条，但实际效果不太理想。
因为密封胶条呈倒“V”字形扣在冷却器的挡风板上，而冷却器芯体长3.6米，一端固定。
当压缩空气吹向芯体时，造成芯体漂移，使密封用聚四氟板移至出气口，挡住部分出气口，同时造成密封垫被破坏，引起短路。
故决定更新空气冷却器芯体。
由于此设备为进口设备，如果进口空气冷却器，一是生产周期长，二是造价较高，为了生产急需，同时鉴于上述冷却器的缺点，最终提出了改变冷却器的结构形式且由自己制造。
3 对策
对原有的冷却器形式进行分析，当空压机工作时，造成冷却器芯体受力。
按材料力学公式建立模型，见图1。
可以计算出芯体的漂移距离为20mm。
而实际冷却器芯体密封垫与排气口的距离为15mm。
经过借鉴其他冷却器的形式，决定采用如下的结构形式：
（1）将整体铝翅片串片式的结构改为铜翅片缠绕式结构，提高翅片强度便于今后清洗。
增加传热系数。
加强制冷效果。
（2）在有效的空间内增加换热管数量，保证并提高冷却效果。
（3）改变原来的密封形式。
在壳体上焊接挡风板，并将不锈钢弹簧板固定在挡风板上，利用空气的压力将密封片紧紧压在冷却器的上下支撑板上。
（4）在壳体上焊接轨道，在芯体上安装滚轮方便拆装。
（5）在冷却器进出口安装压力表，便于随时检查冷却器的情况，以确保机组正常运行。
在确定上述方案后，先在后冷却器芯体上试验。
经过对壳体及原冷却器芯体的精确测量，设计出图纸，再经过认真核对尺寸，将图纸上未反映出的设计思路重新进行了修正。
后冷却器芯体首先制作完成。
结构见图2。
安装完成后经开机检验，进出冷却器压差降为0.0025MPa，比原来低0.015MPa。
同时解决了后冷却器芯体串气的问题。
在筒体上焊接完后，由于此设备属于压力容器，对所有焊缝进行了无损探伤，合格后投入使用。
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