压缩机喘振与调节方法

离心式压缩机的喘振及控制 喘振流量 !! 将随着进气压力 " 的降低， 进气温 " # $ 度 #$ 的增大， 或气体分子量 $ 的减小而增大。 （ ） 管网特性对喘振的影响 % 离心式压缩机的工作点是压缩机性能曲线与 管网特性曲线的交点， 只要其中一条曲线发生变 化， 则工作点就会改变。管网阻力增大 （如压缩机 出口阀关小） ， 其特性曲线将变陡， 致使工作点向 小流量方向移动， 如图 & 所示。当工作点由 ’ 移 至’ 时便进入了喘振工况区。管网容量越大， 喘 ( 振的振幅越高， 频率越低， 喘振越严重， 破坏性越 强。喘振的频率大致与管网容量的平方根或容量 的) 管网的容量对压缩机 * + ,次方成反比。另外， 的喘振流量也有影响， 戴冀等对一小型低压离心 ［ ］ 式压缩机的喘振试验表明 ： 管网的容量对喘振 点的影响很大， 容量大时喘振点流量也增大， 压缩 系统稳定性变差。
［ ］ 0 ： 无叶扩压器半径比对喘 定流动进行测量得出
振流量有较大影响， 半径比小， 喘振流量大， 压缩
［ ， ］ + 1 ： 当 机容易喘振。对于叶片扩压器， 一般认为
图& 管网特性对喘振的影响
减小叶片扩压器进口安装角" 可使压缩机性 % * 时， 能曲线大幅度地向小流量区偏移， 喘振流量大为 减少， 同时压缩机性能曲线近似平移， 其最高效率 和能量头 基 本 不 变。刘 小 民 等 通 过 实 验 研 究 认
大， 即， 随着转速的增加， 喘振界限向大流量区移 动， 这一结论已被人们所公认。通过实测可得到 不同转速下的喘振点， 将这些喘振点连接起来， 就 得到一条喘振界限线， 如图 #所示。
图# 压缩机转速对喘振的影响 （! ! ! ! #! !! $! *）
（ ） 进气状态对喘振的影响 ! 在石油化工生产中， 在工艺条件波动的情况 下， 压缩机 进 气 温 度、 压 力、 气体组分 （影 响 分 子 量） 的变化都会引起压缩机性能曲线及喘振点的 ［ ］ $ 变化。压缩机提供给气体的能量或压缩功为
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式中 / — — —流量计流量系数， 由孔板尺寸决定
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万方数据 — * * —
# # — —压缩机入口气体密度， #— #+ ! ! ) *# 由此 可 知， 在相同 " 进气压力 # , 下， # 的降 低， 进气温度 *# 的增大和气体分子量 + 的减小， 都会引起实际入口流量 -. 的增大。所以实测的
［ ］ + 某一离心压缩机级进行的进气预旋试验表明 ：
随着导叶预旋角由负增大到正， 压缩机性能曲将 向左下方移动， 喘振流量也将减少。 "叶轮结构对喘振的影响 叶轮是离心压缩机中的惟一做功部件， 叶轮 的结构对压缩机的喘振流量有直接影响， 但由于 叶轮结构参数的变化对压缩 机 性 能 的 影 响 较 复 杂， 目前在叶轮结构对喘振的影响方面的研究还 较欠缺。叶轮结构参数中的出口安装角 ! & * 对压 缩机的性能有着决定性的影响。 （水泵型叶轮） 所构成的级， 性能 & * 小的叶轮 ! 曲线所对应的喘振流量较小， 因此抗喘振性能较 ［ ］ , 压缩机的喘振性能还与叶道设计的 好 。此外， 是否合适有关。如果叶道设计得不好， 在同样的 流量下， 若其边界层分离损失很大， 则即使 ! & *较 小， 也不一定会使喘振量较小。 #扩压器结构对喘振的影响 离心压缩机中扩压器是一个与叶轮几乎同等 重要的部件。扩压器的型式对于喘振工况和阻塞 工况有很大的影响， 是决定压缩机稳定工况范围 的重要因素。扩压器可分为无叶扩压器和叶片扩 压器。楚武利通过对某小型离心压缩机中的不稳
二、 离心式压缩机的喘振
喘振机理 9 4
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为 “喘振” 。由此可见， 离心式压缩机的喘振取决 于两方面的因素： 压缩机的运行工况 !内部因素： 远离设计点， 流量小于最小值， 在叶轮或扩压器内 出现气流的严重旋转脱离； 外部因素： 与离心式 " 压缩机联合工作的管路系统的特性， 具有一定容 量的管网的压力高于压缩机 所 能 提 供 的 排 气 压 力， 造成气体倒流， 并产生大幅度的气流脉动。前 者是内因， 后者是外因， 内因只有在外因的促成下 才会发生喘振。 旋转脱离可以在叶轮流道内发生， 也可以在 叶片扩压器的流道内发生。实践表明， 一台压缩 机， 如有叶片式扩压器， 旋转脱离一般首先在扩压 器内发生； 若是无叶扩压器， 则大都首先发生在叶 轮内。多级 压 缩 机 最 后 几 级 最 容 易 发 生 旋 转 脱 离， 只要有一级发生旋转脱离， 就会扩展到整个机 组。 喘振的危害及判断 ! " 喘振现象对压缩机十分有害， 喘振时由于气 流强烈的脉动和周期性振荡， 会使供气参数 （压 力、 流量等） 大幅度地波动， 破坏了工艺系统的稳 定性； 会使叶片强烈振动， 叶轮应力大大增加， 噪 声加剧； 会使整个机组发生强烈振动， 并可能损坏 轴承、 密封， 进而造成严重的事故甚至发生气体爆 炸事故。一般机组的排气量、 压力比、 排气压力和 气体的密度越大， 发生的喘振越严重。由于喘振 的危害较大， 操作人员应能及时判定， 压缩机的喘 ［ ］ # 振一般可从三个方面判定 ： ! 听测压缩机出口 管路气流的噪声。当压缩机接近喘振工况时， 排 气管道中会发生周期性时高时低 “呼哧呼哧” 的噪 声。当进入喘振工况时， 噪声立即大增， 甚至出现 爆声； "观测压缩机出口压力和进口流量的变化。 喘振时， 出现了周期性的、 大幅度的脉动， 从而引 起测量仪表指针大幅度地摆动； # 观测压缩机的 机体和轴承的振动情况。喘振时， 机体、 轴承的振 动振幅显著增大， 机组发生强烈的振动。 影响喘振的主要因素 $ " 影响离心压缩机喘振的因素不是单一的， 往 往是多种因素综合作用的结果， 主要因素如下。 （ ） 转速变化对喘振的影响 # 离心式压缩机转速变化时， 其性能曲线也将 随之改变， 当转速提高时， 压缩机叶轮对气体所做 的功将增大， 在相同的容积流量下， 气体的压力也 增大， 性能曲线上移。反之， 转速降低则使性能曲 线下 移。对 应 不 同 转 速， 喘 振 流 量 也 不 同， % & ’ 对某具有无叶扩压器的离心式压缩机进行 & ( ) ( ［ ］ ! 了喘振试验 ， 发现当转速增大时， 喘振流量也增
离心式压缩机工作的基本原理是利用高速旋 转的叶轮带动气体一起旋转而产生离心力， 从而 将能量传递给气体， 使气体压力升高， 速度增大， 气体获得了压力能和动能。在叶轮后部设置有通 流截面逐渐扩大的扩压元件 （扩压器） ， 从叶轮流 出的高速气体在扩压器内进行降速增压， 使气体 的部分动能转变为压力能。即， 离心式压缩机的 压缩过程主要是在叶轮和扩压器内完成。 当离心式压缩机的操作工况发生变动并偏离 设计工况时， 如果气体流量减小则进入叶轮或扩 压器流道的气流方向就会发生变化， 气流向着叶 片的凸面 （工作面） 冲击， 在叶片的凹面 （非工 作 面） 的前缘部分， 产生很大的局部扩压度， 于是在 叶片非工作面上出现了气流边界层分离现象并形 成旋涡区， 并向叶轮出口处逐渐扩大。气量越小， 则分离现 象 越 严 重， 气 流 的 分 离 区 域 也 就 越 大。 由于叶片形状和安装位置不可能完全相同， 而且 气流流过叶片时的不均匀， 使得气流的边界层分 离可能先在叶轮 （或叶片扩压器） 的某个叶道中出 现。当流量减少到一定程度， 由于叶轮的连续旋 转和气流的连续性， 使这种边界层分离现象将扩 大到整个流道， 而且由于气流分离沿着叶轮旋转 的反方向扩展， 从而使叶道中形成气流旋涡， 再从 叶轮外圆折回到叶轮内圆， 此现象称为旋转脱离， 又称为旋转失速。发生旋转脱离时叶道中的气流 通不过去， 级的压力也突然下降， 排气管内较高压 力的气体便倒流回级里来。瞬间， 倒流回级中的 气体就补充了级流量的不足， 使叶轮又恢复了正 常工作， 从而重新把倒流回来的气体压出去。这 样又使级中流量减少， 于是压力又突然下降， 级后 的压力气体又倒流回级中来， 如此周而复始， 在系 统中产生了周期性的气流振荡现象， 这种现象称
［ ］ 2 ： 通过调小叶片扩压器进口安装角， 机翼型和 为
（ ） 压缩机结构参数对喘振的影响 离心压缩机结构参数的变化直接影响其性能 曲线， 从而使喘振流量改变。 !入口导叶开度对喘振的影响 离心压缩机入口导叶开度变化时会引起压缩 机性能曲 线 的 变 化， 同 时 喘 振 流 量 也 随 之 改 变。 根据欧拉方程式可知叶轮对单位气体所作的理论 ［ ］ $ 功% . /为 （ ） % ( ( % . / &’ & & ’ )’ $ $ ’ 式中 ’ — —分别为叶轮进、 出口处圆周速度 ’ $、 &— — —分别为叶轮进、 出口处气体圆 ( ( $ ’、 & ’— 周分速度 由式 （ ） 可知， 当转动入口导叶使进入叶轮的 % 气体方向发生改变时， 即( $ ’改变时会使叶轮对气 从而致使压缩机性能曲线发 体所作的功% . /改变， ， 则 生变化。若增大 ( （ ( ) 时称为正预旋） $ ’ $ ’! 性能曲线也就下移。西安交通大学对 % . /就减小，
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