BETA-防喘振控制系统
防喘振控制原理及方法
4.2 离心压缩机防喘振控制4.2.1 离心压缩机的喘振1．离心压缩机喘振现象及原因离心式压缩机在运行过程中，可能会出现这样一种现象，即当负荷低于某一定值时，气体的正常输送遭到破坏，气体的排出量时多时少，忽进忽出，发生强烈震荡，并发出如同哮喘病人“喘气”的噪声。
此时可看到气体出口压力表、流量表的指示大幅波动。
随之，机身也会剧烈震动，并带动出口管道、厂房震动，压缩机会发出周期性间断的吼响声。
如不及时 采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。
例如压缩机部件、密封环、轴承、叶轮、管线等设备和部件的损坏，这种现象就是离心式压缩机的喘振，或称飞动。
下面以图 4.2-1 所示为离心压缩机的特性曲线来说明喘振现象的原因。
离心压缩机的特性曲线显示压缩机压缩比与进口容积流量间的关系。
当转速n 一定时，曲线上点c 有最大压缩比，对应流量设为P Q ，该点称为喘振点。
如果工作点为B 点，要求压缩机流量继续下降，则压缩机吸入流量P Q Q < ，工作点从C 点突跳到D 点，压缩机出口压力C P 从突然下降到D P ，而出口管网压力仍为C P ，因此气体回流，表现为流量为零 同时管网压力 图4.2-1 离心压缩机的特性曲线 也下降到D P ，一旦管网压力与压缩机出口压力相等，压缩机由输送气体到管网，流量达到A Q 。
因流量A Q 大于B 点的流量，因此压力憋高到B P ，而流量的继续下降，又使压缩机重复上述过程，出现工作点从B A D C B →→→→的反复循环，由于这种循环过程极迅速，因此也称为“飞动”。
由于飞动时机体的震动发出类似哮喘病人的喘气吼声，因此，将这种由于飞动而造成离心压缩机流量呈现脉动的现象，称为离心压缩机的防喘振现象。
2．喘振线方程喘振是离心压缩机的固有特性。
离心压缩机的喘振点与被压缩机介质的特性、转速等有关。
将不同转速下的喘振点连接，组成该压缩机的喘振线。
实际应用时，需要考虑安全余量。
喘振线方程可近似用抛物线方程描述为：θ2121Q b a p p += （4.2-1）式中，下标1表示入口参数；p 、Q 、θ分别表示压力、流量和温度；b a 、是压缩机系数，由压缩机厂商提供。
压缩机防喘振控制系统概述
一化压缩机防喘振系统介绍
压缩机防喘振控制系统概述
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 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 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。
压缩机喘振线
压缩机防喘振控制系统概述
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 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 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。
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
压缩机防喘振系统是用于防止压缩机在工作过程中出现喘振现象的一种控制系统。
喘振是指压缩机在运行过程中由于压力倒挂和气阀开闭不当等原因，使得压缩机出现杂音、振动加剧，甚至引起设备损坏的现象。
1. 振动增大：喘振会使得压缩机的振动加剧，导致设备整体的振动增大，从而造成设备寿命降低、设备故障增多等问题。
2. 噪音增大：喘振会使得压缩机发出较大的噪音，影响工作环境和工人的身心健康。
3. 能耗增加：喘振会使得压缩机的工作效率下降，从而导致能耗增加，造成能源的浪费。
4. 设备损坏：喘振会使得压缩机的工作过程不稳定，从而可能导致设备的损坏，增加维修和更换的成本。
1. 定期检修：定期检修压缩机，对机械设备、气阀等进行维护和修理，确保其正常工作。
2. 合理选型：在选用压缩机时，需要根据实际工况和设备需要，选择合适的型号和规格，减少喘振的可能性。
3. 安装调试：在安装压缩机时，需要严格按照厂家的要求进行安装和调试，确保设备的稳定运行。
4. 加装减振装置：在压缩机的进出口处加装减振装置，减少设备振动对周围环境和设备的影响。
5. 增加控制系统：增加喘振控制系统，可以监测和控制压缩机的工作状态，及时采取措施避免喘振的发生。
6. 做好运行维护：在压缩机工作过程中，要做好运行控制和维护，及时清洁设备和更换损坏的部件，确保设备的正常工作。
7. 培训工作人员：对使用压缩机的工作人员进行培训，提高其对喘振现象的识别和处理能力，减少人为操作引起的喘振问题。
通过采取上述防范措施，可以有效降低压缩机防喘振系统出现问题的可能性，提高设备的安全性和稳定性，延长设备的使用寿命，减少生产成本。
喘振预防控制器数据手册
喘振预防控制器数据手册喘振预防控制器CCS 的喘振预防控制器〔SPC〕能够有效和靠谱地保护压缩机防备喘振。
CCS 能精准地在条件大范围变化状况下界定喘振线并可设置控制线来优化喘振保护，不需要其余不用要的再循环或放气〔装置〕。
目前控制器在使用气体成分恒定的透平压缩机上的应用已经有详尽描绘。
喘振控制策略图 1 为喘振预防控制系统的配置和其与压缩工艺过程中的连结图。
它包含以下丈量装置：转速变送器，导叶地点变送器，进口压力变松器，进口温度变送器。
注意安装丈量压缩机流量和 /或功率的传感器是希望〔理想〕的但不是必需的。
为预防压缩机喘振，该系统打开安装在紧邻压缩机排放输送管旁的防喘振阀门。
尽人皆知，动向压缩是由增添气流的特定机械能量〔用多变压头表示〕来实现的。
这个多变压头的增添〔 H p〕能够这样计算：此中：B是比率常数，是压比 (=Pd/Ps),σ是多变指数 ,是吸入温度，MW 是分子量，是均匀压缩因数。
喘振极限条件的压比的数值，能够依据喘振试验获取的转速和〔或〕导叶地点经验性函数获取。
它也可依据压缩机厂商供给的理论上的压缩机性能图进行计算获取。
确立目前吸入温度〔T s st〕下的喘振极限多变压头为转速和〔或〕导叶地点方程以下：关于恒定气体组分的气体或空气，鼓风机在随意给定的转速和/或导向叶片地点状况下，我们假定压缩效应是能够忽视的。
喘振极限条件压比在不一样吸入温度和随意给定的转速条件下能够计算为：这个包含吸入温度赔偿因数关系的修正参数方程与不变坐标系下的标准版本不一样。
多变指数不可以被丈量。
该变量需要依据目前气体组分和压缩机效率进行确立。
所以多变指数一定被假定。
在其被设置不精准的状况下，将可能致使对喘振极限设定点的错误估量。
温度校订线会出现负斜率，换句话说，增添吸入温度会惹起在IGV 相同速度下喘振线压力比值的减少。
此外，效率和气体组分假定上的变化值也会影响赔偿系数使受影响跨度 1%之内。
在算法中引入吸入温度的主要优势就在于，它能够在不停改变的气体组分和 /或效率假定中保证精准的控制。
防喘振控制方案
引言防喘振是在机械工程领域中一个重要的挑战，它涉及到防止机械系统发生喘振现象的控制方法和方案。
喘振是一种机械系统失稳的情况，会导致机械元件屈服、损坏甚至系统瘫痪。
因此，开发一种有效的防喘振控制方案对于提高机械系统的可靠性和工作效率至关重要。
本文将介绍一种针对喘振问题的控制方案。
首先，我们将了解喘振的原因和影响。
然后，我们将介绍一种常用的防喘振方法，并讨论其优缺点。
最后，我们将提出一种新的防喘振控制方案，并介绍其原理和应用。
喘振的原因和影响喘振是由于机械系统在特定条件下出现的不稳定振动。
它通常发生在高速旋转机械中，例如发动机、离心泵等。
喘振的主要原因是机械系统的刚度和阻尼与激励力之间的相互作用。
当激励力的频率接近机械系统的固有频率时，机械系统的能量会被不断地输入，导致系统发生不稳定的振动。
喘振的影响非常严重。
首先，喘振会导致机械系统的一些零部件失效，例如轴承的磨损或破坏。
其次，喘振会降低机械系统的工作效率，并且会产生噪音和震动。
最重要的是，喘振会导致机械系统的整体性能下降，甚至可能引发事故。
常用的防喘振方法目前，有多种常用的防喘振方法，例如增加机械系统的刚度、增加阻尼、改变工作条件等。
以下是其中三种常见的方法：1.增加机械系统的刚度：增加机械系统的刚度可以提高其固有频率，从而使其远离激励力的频率范围。
这可以通过增加构件的截面积、采用更高强度的材料等方式实现。
2.增加阻尼：增加阻尼可以减小机械系统的振动幅值，并提高系统的稳定性。
这可以通过在机械系统中引入阻尼元件、调整阻尼器的参数等方式实现。
3.改变工作条件：改变工作条件可以改变机械系统的固有频率。
例如，改变旋转速度、负载或工作温度等参数，可以使系统的固有频率远离激励力的频率区域。
然而，这些方法各自存在一些限制和问题。
增加刚度和阻尼会增加机械系统的成本和重量，并且可能引入其他不稳定性。
同时，改变工作条件可能会影响机械系统的工作性能和使用寿命。
新的防喘振控制方案为了克服上述常用方法的限制，我们提出了一种新的防喘振控制方案，该方案结合了主动振动控制和参数优化的方法。
空分空压压缩机防喘振控制系统
空分空压压缩机防喘振控制系统作者：晁龙来源：《中国化工贸易·下旬刊》2020年第05期摘要：空分压缩机的防喘振控制逻辑运用就是控制系统和逻辑点之间相互合作应用。
空分压缩机防喘振体系，是靠Honey11TPS系统DCS本身领先的智能控制方法，还有多重剩余和容错方式来完成的。
单体设施包括空压机、中压压缩机、膨胀透平机、氮压机四种设施。
由增压压缩机与膨胀机两部分组成，它是由美国ACD公司产的新的压缩设备，主要用处是将增压压缩后的空气经过膨胀，消减能量使空气降温。
本文主要讲述膨胀透平机系统的核心控制--防喘振控制。
关键词：空分;空压;防喘振控制1 防喘振控制1.1 原理当流经增压压缩机的流量比最小值还要小时（出口压力和进口压力之比），会导致部分或全部气体回流的现象，机器轴承所遭受的应力会增大，温度加大，这种行为称为“喘振”，喘振会对设施造成破坏，严重的会造成巨大事故。
对应的压缩机机器有着对应的参数，防喘振基本理论就是在设施动态运作中通过控制让设备运作状态避开喘振曲线。
1.2 控制的实现1.2.1 流量控制当压缩机主动进入防喘振保护控制，让他完全开启。
为了阻止增压端的流量突然抵达喘振流量而破坏设备，我们画了一条和喘振曲线不相交的防喘振控制线，当流量抵达控制线时，调节器自己调整旁通阀的开度，减小设备喘振的几率。
1.2.2 数学模型的建立由喘振试验得到压力与吸入流量关联曲线，取里面两端点坐标（x1，y1），（x2，y2）当做固定点，得到相应的数值，由函数式Y=aX+b得到a、b值，就可以画出喘振曲线。
当流量小于控制线对应数，且未到喘振区，旁通阀调节器会自主调整阀门的大小;当流量抵达工作区时，旁通阀调节器自主调整并渐渐关小。
1.2.3 入口导叶和旁通阀的调整经由串级回路完成手/自动调节，并实施了阀位定位。
膨胀透平系统的防喘振就是经由控制入口导叶大小、旁通阀开度，从而调整压缩机的进口流量同压比来完成的。
防喘振控制方案研究
防喘振控制方案研究一、程序移植的历史背景及现实意义大庆炼化公司180万吨／年ARGG装置三机组（轴流风机、烟机、主电机）控制系统是TRICONEX公司的TS3000控制系统，如图1，自1998年投运以来运行平稳，但自2002年控制系统频繁出现烧卡的现象（参见附表），已更换各类卡件18块，严重地威胁装置的安全生产。
对此，炼化公司领导非常重视，曾多次组织召开专业技术分析会，组织仪表及电气等技术人员对整个系统详细检查，同时联系了北京设计院、陕鼓、美国TRICONEX公司、ELLIOTT公司，及施工单位中油一公司，于2000年6月召开三天专业分析会，分析故障原因。
各单位一致认为对接地系统及电源系统要进行检查、测试和整改。
并于2002年装置停工检修期间进行了彻底整改，耗资约30余万元。
为保证生产，公司成立技术攻关组，利用富士智能调节器及西门子S7－200PLC创建一套应急系统，保证在彻底整改前事故情况下紧急启动备机系统。
借此机会，仪表专业对防喘振的源程序进行了认真的解读，发现在TPS系统中完全可以实现该功能，与源程序相比，技术上更可靠，功能上更丰富，控制精度更高。
在此，笔者对自动化专业应用程序的转化和移植的思路及方案做以详尽的阐述，旨在促进专业技术的交流与应用。
1、防喘振控制方案分析就目前国内外炼化企业来看，防喘振控制通常用两种方法：一是早期专用的防喘振控制器，如WORDWARD公司的505C控制器、ELLIOT公司的ASCC控制器等；二是目前常用的PLC专用软件包。
如GE公司的9070系列PLC（用LogicMaster或Field Control编的软件包）、TRICONEX公司的TS3000（用MSW311或TS1131软件包）等。
但每个厂家出于对知识产权的保护，均不会公开其防喘振控制的算法。
专用的控制器只给用户提供接口参数，专用的软件包是用高级语言编写的软件包（如Ｃ语言）。
用户无法打开，只能在程序中调用。
防喘振原理
防喘振原理
防喘振是指在空气动力学中，由于流体在某些条件下受到激励而出现的振动现象。
在飞机、桥梁、建筑物等工程结构中，防喘振是一个非常重要的问题，因为它可能导致结构的破坏甚至崩溃。
因此，了解防喘振的原理对于工程设计和安全至关重要。
防喘振的原理可以通过空气动力学和结构动力学的角度来解释。
在空气动力学中，防喘振通常是由于空气流动引起的压力脉动而产生的。
当空气流体通过某些结构或设备时，会产生压力的波动，这种波动会对结构产生作用力，从而引起结构的振动。
而在结构动力学中，防喘振则是由于结构本身的固有频率与外部激励频率相吻合而产生的共振现象。
为了防止防喘振的发生，可以采取一系列措施。
首先，可以通过改变结构的形状或者表面的细节来改变空气流动的方式，从而减小压力脉动的产生。
其次，可以通过在结构上添加防喘振装置，如阻尼器或者质量块，来改变结构的固有频率，使其与外部激励频率不吻合，从而减小共振的可能性。
此外，还可以通过控制空气流动的速度和方向，来减小压力脉动的幅度，从而减小对结构的作用力。
总之，防喘振是一个复杂而重要的问题，需要结合空气动力学和结构动力学的知识来进行分析和解决。
只有深入了解防喘振的原理，才能有效地预防和控制这一现象，从而保障工程结构的安全和稳定。
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防喘振控制系统——离心式压缩机系统
此项动态仿真研究成果主要适用于全新的或者经过改进的压缩机系统，尤其是具有较低系统惯性的场合。
该仿真充分考量了所有的操作运行可能，并以此来提高最佳的防喘振控制方案，以此来提高设备操作水平、防止破坏性喘振事件的发生。
背景：
在发生喘振时，离心式压缩机系统需要承受较大的流量和压力瞬间波动。
压力瞬间波动可以出现在系统启动、正常运行、紧急关停（ESD）或者快速停机时。
此项防喘振控制设计成果分析了系统的动态特性，并且做出了相应的建议，来避免操作失误及设备自身可靠性问题带来的影响。
在发生喘振时，离心式压缩机会与周围的系统组成部分之间彼此动态影响，比如管线、附件、阀门、转动设备等。
流体惯性、压缩机转子、驱动设备转子在决定系统动态特性稳定与否中扮演重要角色，压缩机的性能特性也会深刻影响到系统的动态表现。
更进一步，与离心式压缩机单元有关的各种回路是单元操作最基本的部分，对于设备的启动、关停、喘振预防和流量控制（关断能力）至为重要。
由于这些操作常常是瞬间完成的，气流的所有动态参数、设备以及控制系统会严重影响到系统的稳定性、性能和安全性。
包含瞬态模型的研究成果主要被建议用于全新（或经过改进的已有系统）压缩机系统。
影响防喘振控制设计的因素
在发生紧急关停的时候影响压缩机潜能的重要因素是回流阀的特性参数，主要包括最大流量、阀门开度与流通能力特性，阀门动作延迟（阀门收到开启信号到阀杆开始动作的时间，也叫“预堵塞”延迟）、以及阀门行程时间（阀门从全关到全开的时间）。
另外，压缩机紧急关断信号响应时间、燃料气关断信号响应时间、燃料其多变尺寸（在使用燃气透平驱动时）、功率输出惯性和压缩机空气动力学特性都与喘振点密切相关，并共同作用使得问题变得复杂。
最后，气体与压缩机系统内的其它组成部分的动态相互作用，比如单向阀、减压阀、放空系统等，同样对喘振点影响很大并需要被研究。
这就需要进行机械应力分析、热力学分析、吸入口阀门和旁通阀设计及标准选用。
应用场合需要进行动态分析
动态分析主要用于低惯性系统（包括压缩机和驱动设备的组合）。
这些压缩机主要由电动机或者航空发动机改进型透平来驱动，并被用于管道传输、聚集和注入的场合。
离心式压缩机用在工业的场合，例如蒸汽透平，一般具有较高的惯性，因而很少涉及到喘振问题。
压缩机的制造厂商会提供叶轮、轴、驱动设备的惯性数据。
如果需要解决具体应用时的问题，请联系我们。
动态仿真研究的涉及范围
动态仿真研究包含如下步骤：
1、回流系统。
基于压缩机叶轮结构来评估回流系统的性能。
为压缩机、管路系统和阀
门特性建模，并由回流系统的尺寸/流量来确定系统稳定操作状态的范围。
2、启动方案。
分析系统的启动程序，并评估排气温度和时间的曲线。
3、正常关停方案。
分析正常关停程序来评估阀门关停次序、时间、比率，以及驱动设
备的下降曲线（透平、电动机、内燃机等）
4、慢速瞬态分析。
针对慢速瞬态事件，提供对压缩机喘振控制方案的独立检查。
例如
吸入口阀或排放口阀的意外关闭等意外关停事件。
5、快速瞬态分析。
对于紧急关断，快速停车或者失去动力等严重的动态状况发生，评
估整个系统以及回流系统的效率。
6、评估各系统单元之间的相互影响（比如多台压缩机共用一条气路管线或者有配套管
线被并列或者平行安置）。
7、评估由设备所有者或者工程人员提出的诸如“如果······会怎样”的附加问题。
交付的产品包括建议的控制逻辑修改、回流系统方案和其它参数，以及极端运行状态下防喘振控制特性的定性分析报告。
此项研究可以在系统运行阶段（FEEDstage？）被实施，也可以早在详设阶段来进行，这样会给我们提供足够的时间来研究设计方案并提供修改意见。
BETA的成功经验和代表性的案例
此项服务由BETA公司的Dr.Kamal Botros主导。
Dr.Kamal Botros在防喘振控制设计和分析领域具有世界范围内的权威性，他将他的研究活动主要集中在复杂系统瞬变流态问题，包括离心式压缩机喘振现象、压力泄放系统动态模型、两相层流瞬变现象、管道接合处流态分析、流体结构相互作用分析、换热器中流体引起的振动及其机械动力分析等。
Dr. Botros已经在期刊中发表了超过170片技术论文，具有代表性的案例有：
动态仿真软件CENTRAN
BETA使用了一个叫做CENTRAN的动态仿真软件。
这个动态模型是由Dr.Kamal Botros主导开发的，是他二十余年经验和无数研究成果的结晶。
CENTRAN的可靠性已经在实验装置和实际应用中得到证实。
他的解决方案是以求解包含能量方程的全约束一元气体流动方程的方法为基础的。
CENTRAN可以有效的分析多种瞬变和不稳定问题。
CENTRAN与HYSYS Dynamics(Aspen)、DynSim Design等商业动态分析软件有很大的不同。
那些商业软件的局限性在于他们仅仅将时间梯度考虑在了动态仿真模型中，加上他们在描述系统的动态参数时使用普通的微分方程（ODEs），而该方程相对于偏微分方程PDEs来说不够严谨。
这个常常被称为“因变量”的方法，提供了一个分布式模型方案的合理近似值的解决方案。
这种近似的结果在处理具有回流系统的压缩机动态模型和存在进出喘振区现象的压缩机时是不足以说明问题的。
压缩机单元沿程管线的空间梯度至关重要，因为它决定了压力、流量和热量扰动由一点到达另一点的时间值（不稳定的源头）。
而经过不断改进的模型（CENTRAN）以求解PDEs为基础，并以分布式参数模型为依照，充分考虑了空间梯度。