轴流风机的防喘振控制分解.docx

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轴流风机的防喘振控制分解

长岭分公司关键机组防喘振控制

长岭分公司机动处李晖

一概述

透平式压缩机是利用高速旋转的叶轮（叶片组）对气体作功，将机械能加给气体，使气体压力升高，速度增大。

在叶轮后部一般设置有面积逐渐扩大的扩压元件（扩压器），高速气体从叶轮流出后再流经扩压器，使气体的流速降低，将气体的速度能（动能）部分转变为压力能，压力继续提高。

透平式压缩机气体的吸入、压缩和流出均是在连续流动的状况下进行的。

透平式压缩机按气流运动方向可分为三类：

离心式—气体在压缩机内沿离心方向流动

轴流式—气体在压缩机内沿与转轴平行方向流动

混流式—气体在压缩机内的流动方向介于离心式和轴流式之间

长岭分公司的关键机组分二种：

离心式压缩机和轴流式压缩机，它们的原动机有三种：

电动机，烟气轮机和蒸汽轮机，压缩机的主要作用是压缩空气和富气等工艺介质，使之达到工艺所需的流量、压力。

关键机组是生产中的关键设备，它们的运行工况对压缩机安全、稳定、经济地运行和生产装置的正常运行十分重要，而在关键机组的诸多自控回路中，其防喘振控制是一项重要的安全保护措施。

二防喘振控制系统

喘振是透平压缩机的一种固有特性。

1.喘振的产生

压缩机的运行工况任何时候都可以用性能曲线来表示，通过性能曲线可以反映压缩机各种运行参数之间的关系并确定其性能，如图1所示的是反映压缩机出口压力与入口流量之间关系的性能曲线（入口温度、压力和转速不变）。

当压缩机的流量沿着性能曲线减少流量达到其驼峰点流量（喘振点）时，在排出管内出现时大时小、时正时负的不稳定工况，在叶轮及扩压器的某一通道内还会发生时出现时消失的边界脱离涡流区，并且依次传给相邻的管道，产生一种低频率、高振幅的气流脉动，从而引起严重的振动和吼叫声，严重时可能引起压缩机和管道系统遭到破坏。

2.喘振的机理

由于叶轮与叶片扩压器的形状及安装位置不可能完全对称及气流的不均匀性，当进气流量减小到某一个值时，进入叶栅的气流发生分离，这种分离首先发生在一个或几个叶片的流道中，影响进入相邻的流道的气流方向，由于进气冲角的变化及气流的分离区沿叶轮逆流旋转，以比叶轮旋转速度小的相对速度移动，在绝对运动中分离区沿叶轮旋转方向并以比叶轮旋转速度小的速度进行，即产生旋转分离。

当旋转分离扩散到整个管道，压缩机出口压力突然下降，后面管路（或容器）中的气流倒流至压缩机内，瞬时弥补了压缩机流量的不足，恢复机组的正常工作，把倒流至压缩机内的气体压出处，又使压缩机流量减小，压力再度下降，压缩机后管道中的气体又重新倒流至压缩机内，重复上述现象，压缩机及气体管路产生低频率、高振幅的气流脉动，并发出很大的响声，机组产生剧烈振动，以至无法工作，甚至损坏设备。

3.防喘振方案

由于压缩机喘振对机组及生产的危害，在压缩机正常运行时，必须防止喘振的发生；在机组发生喘振后，必须尽快采取措施使机组回到正常运行工况。

因此，压缩机防喘振系统设计的主要目标就是寻找一种可靠的方案，使机组工作点离开喘振点，保证机组正常、安全地运行。

目前有二种防喘振方案：

一种是应对式防喘，这种方案主要是机组发生喘振后，尽快采取措施使机组回到正常运行工况；另一种是采用防喘振控制系统，这种方案主要是在压缩机正常运行时，采用近似的方法（到目前为止，对于不同摩尔质量、温度、压力的压缩气体，还没有一种可行而固定的方法来精确地测量及计算压缩机的喘振点或喘振线），建立一个离喘振曲线有一定余量的控制点或控制线，通过防喘振控制系统的控制响应防止喘振的发生，根据控制值的情况，这种防喘振控制系统又可分为二类：

固定极限流量防喘振控制系统和随动可调极限流量防喘振控制系统，其中固定极限流量防喘振控制系统是根据压缩机组的性能曲线，用预定的最小流量值作为防喘振控制系统的给定值，这类方案可靠性高，使用于固定转速的离心式压缩机，但转速降低时，容易浪费能源；而随动可调极限流量防喘振控制系统是根据压缩机的通用性能曲线，采用近似的方法，建立一个离喘振曲线有一定余量的防喘振控制线，通过防喘振控制线的轨迹确定防喘振调节器的给定值，一般用于负荷可能经常波动的离心式压缩机及大型的轴流式压缩机。

长岭分公司的关键机组防喘振控制名细如下表：

机组

型号配置

介质

防喘振方案

烟机

电机

压缩机

汽轮机

1#催化B101轴流机

TP9-90

YCH900-4

AV56-11

空气

随动可调控制系统

1#催化B102离心机

YCH710-4

MCL903-3

空气

固定极限值控制系统

1#催化B103离心机

YKOS2250-2

MCL524-7

空气

固定极限值控制系统

1#催化B104离心机

YQF355-2

B150-3057

空气

应对式控制系统

1#催化C301富气压缩机

2MCL527

WK25/36

富气

随动可调控制系统

1#催化C302富气压缩机

2MCL606

NG40/32/0

富气

随动可调控制系统

2#催化B101机离心机

TPG2-30

Y4200-4

MCL904

空气

固定极限值控制系统

2#催化B102A机离心机

YKZ1600

D450-31

空气

应对式控制系统

2#催化B102B机离心机

YKZ1600

D450-31

空气

应对式控制系统

2#催化C301富气压缩机

2MCL527

NG32/25

富气

随动可调控制系统

焦化C701富气压缩机

2MCL457

NG25/20

富气

随动可调控制系统

加氢制氢102循环氢压缩机

RB228UNSICT

770MXE

氢气

应对式控制系统

加氢制氢202循环氢压缩机

RB228UNSICT

770MXE

氢气

应对式控制系统

供排水厂一空401空压机

CGⅡ

2ACⅡ55M*3HAD

空气

固定控制系统

供排水厂一空402空压机

CGⅡ

2ACⅡ55M*3HAD

空气

固定控制系统

供排水厂三空604空压机

NEG6474AA

TA6000

空气

固定控制系统

供排水厂三空601空压机

Y630-A

DHP40-2

空气

固定控制系统

长盛公司C101空压机

NEG6474AA

TA-48M30

空气

固定控制系统

重整C1201循环氢压缩机

BCL457

NG25/20/0

氢气

随动可调控制系统

4.设计防喘振控制系统的基本思想

从喘振的形成过程可以看出，导致压缩机喘振的条件有二个：

首先在于压缩机越过最小流量（进入喘振区）时，会产生严重的旋转分离和分离区急剧扩大的情况；其次是压缩机与管路联合工作时性能曲线的状况和其交点的位置如何。

因此，防止喘振的方法主要是防止流量过小和出口压力过高，当操作需要流量减小到可能低于喘振点的流量时，应尽快采取措施，降低系统压力，达到降低机组出口背压，增大进气流量的目的，使工况点往大流量区（稳定工作区）移动，使压缩机正常运行时的工作点离开喘振点，从而防止喘振的发生。

由此看来，为了实现防喘振的要求，控制系统应具备以下基本条件：

1系统能根据所控制的压缩机的性能曲线，预先给出防喘振控制器的给定值

2压缩机出口应设防喘阀，能进行旁路调节或放空调节：

旁路调节是当生产要求的气量比压缩机排气量小时，将其排气的一部分经气体冷却器冷却后，返回压缩机入口的调节方法；放空调节是当压缩介质为空气时，不需要返回入口而直接放空的调节方法

3应能测出实际运行工况，并判断所处的位置，发生相应的控制响应。

其中，根据所控制的压缩机的性能曲线，预先给出防喘振控制器的给定值尤为重要，特别是对工业介质离心式压缩机和大型轴流式机组而言，一方面要根据机组安全要求，要提供一个额外的安全空间来保证机组在预料的最坏工况下的安全，同时又要防止防喘阀频繁动作，降低压缩机的压缩效率，导致能源浪费。

因此，这些机组普遍采用通用性能曲线控制方案，即采用随动可调极限流量防喘振控制系统，随压缩机的不同工况（压缩比、出入口压差、出口压力、转速等）自动改变防喘振控制器的给定值，而采用随动可调极限流量防喘振控制系统的关键又在于机组防喘振控制线的确定和防喘振模型的建立。

下面通过长岭分公司1#催化C302富气压缩机和B101轴流式空气压缩机的防喘振控制系统为例，介绍随动可调极限流量防喘振控制系统的设计。

三1#催化C302富气压缩机的随动可调极限流量防喘振控制系统

1#催化C302富气压缩机是变速机组，原动机为杭州汽轮机厂的NG40/32型汽轮机,压缩机为沈阳鼓风机厂的2MCL606（一缸二段），整机用于压缩1#催化分馏塔顶富气至一定压力后入系统管网，维持后部系统压力平稳。

正常工况下，采用分馏塔顶压力控制压缩机的转速来保证分馏塔顶压力平稳，恒速运行时，通过调节压缩机出口旁路防喘振调节阀来保证分馏塔顶压力平稳（分馏塔顶压控和防喘振调节组成低选系统）。

1#催化C302富气压缩机防喘振控制采用通用性能曲线控制方案（随动可调极限流量），该方案能够比较准确地确定压缩机入口气体条件：

温度、压力等在一定范围内改变时的喘振点，能够设定压缩机最佳防喘振保护时的防喘振控制线，从而减少不必要的回流，提高机组效率，机组防喘振控制自控流程如图2所示：

1.通用性能曲线防喘振控制方案

1#催化C302富气压缩机防喘振控制调节是机组相关参数送入HONEYWELL的TPS系统内的防喘振调节回路，通过出口旁路防喘振调节阀的控制响应来实现，1#催化C302富气压缩机入口气体流量测量仪表FT3520为V—CONE流量计配智能差压变送器（仪表量程：

0-50KNM3/H），出口旁路防喘振调节阀FV3520为HCU笼式调节阀配低功耗ASCO电磁阀，入口温度为TT3520（仪表量程：

0-100℃），入口压力为PT3520（表压，仪表量程：

0-200KPa），出口压力为PT3520D（表压，仪表量程：

0-2500KPa），分馏塔顶压力控制为PC3201D2（PT3201表压，仪表量程：

0-200KPa）。

假设压缩机入口气体体积流量Q，入口流量差压HS，入口绝对压力PS，出口绝对压力Pd，入口温度为T，则存在如下关系：

Q=K1（HS/ρ）1/2

根据克拉珀龙方程：

PV=MZRT/u可得：

ρ=PS（u/ZRT）

K1为流量计流量系数，ρ为压缩机入口的气体密度，M为气体质量，Z为气体压缩系数，R为气体常数，u为气体摩尔质量

压缩机入口工作状态下的体积流量Q实=K1（HS/PS）1/2[（ZRT/u）实]1/2

对应到标准状态下（P0=101.325Kpa,T0=273.150K）的参考流量可表示为：

Q标=Q实ρ实/ρ标

一般来说，在压缩机入口温度、压力变化不是很大的情况下，Z基本不变，气体成分不变时，u和R不变，可得下式：

Q标=Q实（T0PS）/（TP0）

对一台离心式压缩机来说，实践已经证明，它的喘振流量值在相同的压缩比下几乎具有相同的质量流量（对应标准状态体积流量Q标），也就是说不管压缩机入口的进气条件怎么变化（在气体的摩尔质量几乎不变时），以流量变量Q标为X轴，以出入口压力比变量Pd/PS为Y轴，根据压缩机在设计条件下的工作性能曲线，经过计算，可以作出一条比较精确而固定的压缩机喘振线，这条曲线叫压缩机通用性能曲线。

压缩机通用性能曲线防喘振控制就是基于上述的压缩机通用性能曲线，通过建立一条防喘振控制线来完成控制的，考虑到整个系统的响应时间以及工艺过程、机组的安全性和稳定性，压缩机防喘振控制线一般定在高于压缩机喘振线5—10%的流量上（1#催化C302富气压缩机取10%），机组正常工作时，防喘振控制的入口流量的设定值就是根据压缩机压缩比，通过防喘振控制线来确定,考虑到简化压缩机防喘振控制系统的设计、测试、维护，采用TPS内的线性化模块,采用折线近似法对输入信号进行非线性化补正,故防喘振控制线为折线近似而不是直线近似，使之更接近压缩机特性曲线，降低能耗。

2.压缩机通用喘振曲线和防喘振控制线的确定

在设计条件下（气体分子量36.998、入口温度400C、入口压力2.04ATA），沈阳鼓风机厂提供的压缩机预期性能曲线如图3：

根据压缩机预期性能曲线的数据，可制表如下：

出口压力（ATA）

压缩比

入口流量Q（M3/H）

入口流量Q标（KNM3/H）

1.2

5.88

17200

29.86

15.5

7.60

18200

31.60

19

9.31

21500

37.32

23.5（26.54）

11.52（13.01）

25100（27352）

43.57（47.80）

经过数据处理，可得到1#催化C302富气压缩机的喘振曲线，根据喘振曲线确定的实际防喘振控制曲线如图4所示。

在图4中：

①富气分子量取36.998

②为了安全起见,将喘振曲线右移10%,得到了实际防防喘控制喘线

③预期性能曲线是在绝对出口压力下测试得出的,实际上用出入口压缩比;入口流量由设计条件下的流量对应到标准状态下流量。

3.1#催化C302汽压机防喘系统的实现

由上述1，2的分析,建立如图2所示的防喘振控制系统：

一个分馏塔顶压力调节和C302防喘振控制系统低选的调节系统,二者的输出经低选后作为防喘振调节阀的控制信号。

4.补充说明

1富气分子量的变化对喘振曲线有影响，特别是当富气分子量下降时，采用原防喘振控制曲线有可能会发生喘振

2由于压缩机入口流量的测量系统是基于设计条件，而实际运行中温度、压力与设计条件不同，为了测量准确，必须对入口流量的测量值进行温度、压力补偿。

四1#催化B101可调静叶轴流式压缩机防喘振控制系统

1#催化B101可调静叶轴流式主风机由烟机、电动/发电机及由陕西鼓风机厂引进瑞士SULZER公司技术生产的可调静叶轴流式压缩机〈型号：

AV56-11〉组成。

通过对可调静叶的控制来调节风机风量，满足生产要求。

轴流式主风机由于其结构和地位的特殊性，其防喘振控制非常重要，一旦喘振得不到及时遏止，进而发展为逆流、持续逆流就会发生毁机的严重后果，要充分发挥其大流量、高效率的特点，必须设计好防喘振控制系统，确保它的安全运行。

变速运行的可调静叶轴流式主风机的防喘振控制曲线是一个面，处理比较复杂，但在一般转速变化不大的情况下（当轴上功率不足时，电机以电动机方式运行，以补充功率，使轴系保持正常转速，当轴上功率有富余时，电机以发电机方式运行，吸收多余的轴功率向电网供电，使轴系转速不超过正常转速范围，另外还设有转速保护低选控制回路），仍可简化为直线或折线处理。

（一）B101防喘振控制系统模型的建立

1B101防喘振控制系统主要工艺参数的计算和确定

主要工艺控制参数有：

（1）静叶角度α的正常工作范围（仪表量程）：

22-79°

（2）吸入空气温度T的测量范围（仪表量程）：

-20-80℃

（3）出口压力范围（仪表量程）：

0-400Kpa（G）

（4）入口流量对应的喉部差压计算如下：

基本计算公式：

W=K1*（P大气*dP/T）1/2

W=K2*（dP/T）1/2

dP=（W/K2）2*T

式中：

W质量流量Kg/min；dP喉部压降Pa；K2流量系数（在喘振点附近）；T吸入温度0K：

冬季平均温度1℃（274.150K），全年平均温度16.5℃（289.650K），夏季平均温度33.6℃（306.750K）

经测试和计算B101在喘振点附近的的流量系数K2为540.

喉部差压计算如下：

依据：

a.在喘振点附近的流量系数=540。

b.取吸入温度…289.650K

c.质量刻度取值W-----0∽3879kg/min（工艺提供）

计算公式：

dP=（W/K2）2T=（3879/540）2*289.65=14.946kPa

喉部差压变送器量程选择为16.0kPa

相应的质量流量刻度值为：

W=K2*（dP/T）1/2=540*（16000/289.65）1/2=4103kg/min

2可调静叶轴流式压缩机B101喘振特性曲线方程及参数的确定

如图5为轴流式压缩机喘振特性曲线,由图可知，在转速不变时：

轴流式压缩机在不同的静叶角度都有其相应的喘振点，各点的连线就是机组的喘振线；

在喘振线上，不同的静叶角度有其相应的出口压力（Pct）和直接反映吸入流量的喉部差压（dpt）。

而不同的吸入工况（吸入温度和压力）又有不同的喘振线（入口压力为大气压不变）。

为了便于DCS实现防喘振控制系统的组态，进一步表明a、dP1℃和Pct三者之间的关系，采用压缩机喘振曲线的转换曲线（α—dP1℃%/Pct%曲线），并采用温度特性曲线对其进行校正处理。

（图5表明，随着入口温度的降低，喘振曲线向右平移，即向安全区移动，会使安全运行区域变窄，可能影响机组的安全运行，因而选用最低温度下的喘振曲线，B101使用的是冬季1℃时的喘振曲线）

（1）B101的α—dP1℃%/Pct%曲线

010203040506070790

α—dP1℃%/Pct%曲线就是表征机组在不同工况下的α、dP1℃%和Pct%三者之间的数学关系，将实际测试和计算所得的在不同温度下的α和dP1℃%/Pct%的值绘制在平面坐标上并进行线性化处理，得到α—dP1℃%/Pct%曲线。

B101在不同工况下，静叶角度（α）与喉部差压（dP1℃%）和出口压力（Pct%）三者之间的关系，其数学表达式表示为：

Y=0.8015X+22.723。

由于在图中X为角度实际值，即X=0.57α%+22

则：

Y=0.8015（0.57·α%+22）+22.723=0.4569·α%+40.356

以此作为α与dP1℃%/pct%特性的数学模型。

（2）B101喘振曲线的温度特性曲线的确定

由于压缩机入口温度的不同，压缩机的喘振曲线也不同，即压缩机入口温度的波动影响着压缩机的安全运行。

鉴于这个原因，就需要对所选的一定温度下的喘振曲线进行校正，以保证压缩机的安全运行。

由于在α=79°时，在出口压力相同的情况下，F（79°，Pct，T1）/F（79°，Pct，T0）的比值要比其他静叶角度的比值大，这样当压缩机入口温度上升（T1>T0）时，选用的压缩机喘振曲线用温度特性曲线校正后，向左平移的幅度最小，压缩机的操作最安全，所以选用静叶角度为79°时的温度特性曲线。

根据喘振曲线的转换曲线，结合机组的实验数据，在选定入口温度范围-20℃-80℃的情况下，可得出B101喘振曲线的温度特性曲线，见图7（其曲线已线性化处理）。

从本质上讲，压缩机喘振曲线的温度特性曲线具有双重意义：

一是当压缩机入口温度波动时，校正喘振曲线，保证压缩机的安全运行；二是当压缩机入口温度上升，引起实际喘振曲线向左平移时，使调节器所使用的喘振曲线随之向左平移，以防由于其间距过大导致防喘振调节阀频繁打开而影响压缩机操作和压缩机耗费过多的无用功，由于B101选用的压缩机喘振曲线是长岭地区最低温度下的喘振曲线，所以其温度特性曲线的意义主要是后者。

在图7中温度特性曲线中为实际温度值X，即X=T%-20

则：

Y=-0.8103X+100.81

=-0.8103T%+117.016

以此作为该系统温度特性的数学模型。

（3）B101防喘振控制系统设定值的设定方式的确定

根据以上数学模型和有关参数即得出B101防喘振控制系统的喘振点喉部差压的理论计算值：

dPt理%=F（，Pct，t）=（0.4569·%+40.356）*Pct%*（-0.8103T%+117.016）

将机组喘振点喉部差压的理论计算值dPt理%（即喘振流量对应的喉部差压）加上7%的安全余量（即将防喘振曲线向安全区平均移动7%，以使压缩机能更安全）作为防喘振调节器的设定值。

每发生一次dPt%

为防止设定值过高，保证压缩机有足够的安全运行区域，必须对给定值的7%和3%的增加值部分进行限制。

（二）可调静叶轴流式压缩机B101防喘振控制系统的实现

由上述的分析,建立如图8所示的防喘振控制系统，将相关参数送入HONEYWELL的TPS系统内的防喘振调节回路，通过出口放空防喘振调节阀的控制响应来实现。

五结束语

1．由于喘振发生的时间很快，大约1秒完成一个喘振循环，因此要求在组成压缩机（特别是轴流式主风机）的防喘振控制系统时，必须选择反应灵敏的变送器、调节器和响应动作快速的调节阀与之配套。

轴流式主风机的防喘振调节阀要求在1-2秒内完成从关闭位置到全开的动作，一般通过在气路上增加气动放大器（继动器）提高响应速度。

2．对于空气压缩机，虽然入口压力为大气压变化很小，但随着季节、天气等因素还是有变化的，而且压缩机入口一般设有过滤器，其老化、污染会导致过滤器压降加大，入口压力会下降，压缩机的喘振曲线会发生变化，会影响压缩机的运行，因此空气压缩机的防喘振控制系统有必要考虑这一因数。

3．目前长岭分公司的关键机组的运行表明，其防喘振控制系统运行良好：

工作稳定、性能可靠，有利地保证了机组的安、稳、长运行。

4．