预旋技术防喘振原理
防喘振功能详解
DUMP输出： 输出： 输出
当向喘振控制线左方出现特定窜动时，可组态一个触点输 出打开大功率电磁阀，来使防喘阀快开。此特性对于有较 短阀程的大阀门来说很有用。当系统从喘振状态回来时， 电磁阀关。对阀的控制则可从比例控制恢复到正常的喘振 控制。
防喘振控制
在本套系统中，我们利用TRICON 防喘振扩展函数模块来完成压缩机的防喘振 控制。 防喘振扩展函数及功能块说明 在本套系统中，我们利用TRICON 防喘振扩展函数功能模块来完成压缩机的防 喘振控制。应用在防喘振控制中 防喘振扩展函数文件名： SGA31-02.LT2 防喘振扩展函数的各功能块作用如下： 喘振线功能块（Surge_Line）COMPRESSOR_SURGE_LINE 喘振监测功能块（Surge_Detect_02）COMPRESSOR_SURGE_DETECT 喘振调节功能块（Surge_Control_02）COMPRESSOR_SURGE_CONTROL
喘振检测功能块（Surge_Detect_02）
在本程序中，我们使用的是压比aPRATIO102J1 对流量差压rHX102J1（Pd/Ps 对h/ Ps）的算法。 在完全手动状态下gMANUAL 置1，输出阀位由操作员在HMI“手动输出”上给 出，当在半自动状态下，手动控制时，喘振控制优先。 本程序喘振控制模式采用压比rPRATIO（Pd/Ps 纵坐标）对能力rHX（h/ Ps 横 坐标）组成的坐标曲线，选压比算法时kSUMOD 设置为1，入口流量选择带温 度补偿即HXTYPE 设置为2，机组效率EFF=0.85, 热容比K=1，入口压力单元 （表压刻度）X=5（模块内有压力补偿101.3KPa），出口压力单元（表压刻度） Y=5（模块内有压力补偿101.3KPa），温度单元Z=2（摄氏度）。 压缩机基准温度Tb（40.0℃），孔板基准温度Tbo（40.0℃），基准压力Pb （ 70.0KPa），孔板 基准压力Pbo （ 70.0KPa）， 安全裕度偏置KEBIAS=10， 比例安全裕度即安全裕度线修正置KEPROP=7，喘振线裕度rADMARC1。 喘振点为rSULIN，压比为rPRATIO（Pd/Ps），能力为rHX(H/Ps)
风机的喘振保护构成原理及具体措施
风机的喘振保护构成原理轴流风机性能曲线的左半部具有一个马鞍形的区域，在此区段运行有时会出现风机的流量、压头和功率的大幅度脉动，风机及管道会产生强烈的振动，噪声显著增高等不正常工况，一般称为“喘振”，这一不稳定工况区称为喘振区。
实际上，喘振仅仅是不稳定工况区内可能遇到的现象，而在该区域内必然要出现的则是旋转脱流或称旋转失速现象。
这两种工况是不同的，但是它们又有一定的关系。
象17如下图图所示：轴流风机Q-H性能曲线，若用节流调节方法减少风机的流量，如风机工作点在K点右侧，则风机工作是稳定的。
当风机的流量Q < QK时，这时风机所产生的最大压头将随之下降，并小于管路中的压力，因为风道系统容量较大，在这一瞬间风道中的压力仍为HK，因此风道中的压力大于风机所产生的压头使气流开始反方向倒流，由风道倒入风机中，工作点由K点迅速移至C点。
但是气流倒流使风道系统中的风量减小，因而风道中压力迅速下降，工作点沿着CD线迅速下降至流量Q=0时的D点，此时风机供给的风量为零。
由于风机在继续运转，所以当风道中的压力降低倒相应的D点时，风机又开始输出流量，为了与风道中压力相平衡，工况点又从D跳至相应工况点F。
只要外界所需的流量保持小于QK，上述过程又重复出现。
如果风机的工作状态按F-K-C-D-F周而复始地进行，这种循环的频率如与风机系统的振荡频率合拍时，就会引起共振，风机发生了喘振。
风机在喘振区工作时，流量急剧波动，产生气流的撞击，使风机发生强烈的振动，噪声增大，而且风压不断晃动，风机的容量与压头越大，则喘振的危害性越大。
故风机产生喘振应具备下述条件：a)风机的工作点落在具有驼峰形Q-H性能曲线的不稳定区域内；b)风道系统具有足够大的容积，它与风机组成一个弹性的空气动力系统；c)整个循环的频率与系统的气流振荡频率合拍时，产生共振。
轴流风机的Q－H性能曲线旋转脱流与喘振的发生都是在Q-H性能曲线左侧的不稳定区域，所以它们是密切相关的，但是旋转脱流与喘振有着本质的区别。
防喘振阀工作原理
防喘振阀工作原理
防喘振阀是一种用来防止管道系统中出现水锤现象的设备。
在管道中输送液体时，当管道中的阀门突然关闭时，液体会因为惯性而继续流动，导致管道中产生压力波，进而引起水锤现象。
水锤会导致管道中的设备和管路受到损害，甚至引发爆炸事故，因此需要采用防喘振阀进行控制。
防喘振阀的工作原理是：当管道中的阀门关闭时，防喘振阀会迅速开启，将管道中的液体引入阀内，使其自由扩张，从而消除管道中的压力波。
一旦管道中的压力波被消除，防喘振阀便会迅速关闭，保持管道的正常工作状态。
防喘振阀通常由一个主阀和一个阀芯组成。
当管道中的液体流经主阀时，阀芯会受到流体作用力，从而迅速打开。
一旦液体中断或流量减少，阀芯会迅速关闭，避免管道中产生水锤现象。
总之，防喘振阀是一种非常重要的管道控制设备，可以有效地保护管道系统和相关设备不受水锤现象的影响。
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喘振原理介绍演示教学
防喘措施
防喘振的原理就是针对着引起喘振的原因，在喘振将 要发生时，立即设法把压缩机的流量加大，防喘振具
单参数法--部分气流放空法
体方法如下：
单参数法--部分气流回流法
双参数法
双参数法
双参数法机理就是测取不同转速下，喘振流量构建喘 振边界线—>将边界线扩大5%，得到喘振防护线—> 根据防护线建立数学模型—建立防护条件，否则喘振， 防喘振控制线方程可表示为
入口温度 如上图6所示，恒压恒转速下进行的离心式压
缩机在不同入口气体温度时的进行曲线，从曲线上可以看 出在恒压运行工况下，气体入口温度越高，越容易发生喘 振。因此，对同一台离心式压缩机来说，夏季比冬季更容 易发生喘振。
E 转速
透平式驱动的压缩机，往往根据外界不同流量要求而运行在不同 转速下，从图3可以知道，在外界用气量一定的情况下，转速越 高，越容易发生喘振。 综上所述，出现喘振的根本原因是压缩 机的流量过小，小于压缩机的最小流量（或者说由于压缩机的背 压高于其最高排压）导致机内出现严重的气体旋转分离；外因则 是管网的压力高于压缩机所提供的排压，造成气体倒流，并产生 大幅度的气流脉动。
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越低。产品一般都附有压力-流量特性曲线,据此可确定喘振点、喘振边界线或喘振区。流体机械的 喘振会破坏机器内部介质的流动规律性,产生机械噪声,引起工作部件的强烈振动，加速轴承和密封 的损坏。一旦喘振引起管道、机器及其基础共振时，还会造成严重后果。为防止喘振，必须使流体 机械在喘振区之外运转。在压缩机中，通常采用最小流量式、流量-转速控制式或流量-压力差控制 式防喘振调节系统。当多台机器串联或并联工作时，应有各自的防喘振调节装置。
喘振喘振裕度防喘措施
喘振是发动机的一种不正常的工作状态,是由压气机内的空气流量和压气机转速偏离设计状态过多而引发的。
喘振是发动机的致命故障,严重时可能导致空中停车甚至发动机致命损坏。
衡量发动机喘振性能的指标叫"喘振裕度",就是说发动机的进口流量变化多少会引发喘振,这个值一般都要求达到15％甚至20%以上。
早期的轴流式压气机多数为单转子轴流式压气机,即各级压气机是安装在同一根传动轴上、由同一个涡轮驱动并以相同转速工作的。
这种压气机结构比较简单,但是当单转子的发动机在工作中转数突然下降时(比如猛收小油门),气流的容积流量过大而形成堵塞,从而导致前面各级(低压压气机)叶片处于小流量大攻角的工作状态。
这时,就像飞机在大攻角飞行时出现失速一样,气流从压气机叶片后部开始分离,这种分离严重到一定程度,就会出现喘振。
在单转子轴流式压气机中,为了降低低压部分在这种情况下的攻角,只好在压气机前加装可调导流叶片以降低气流攻角,或者在压气机的中间级上进行放气,即空放掉一部分已经增压的空气来减少压气机低压部分的攻角。
为了提高压气机的工作效率并增加发动机喘振裕度,人们想到了用双转子来解决问题。
即让发动机的低压压气机和高压压气机工作在不同的转速之下,这样低压压气机与低压涡轮联动形成低压转子,高压压气机与高压涡轮联动形成高压转子。
由于低压压气机和高压压气机分别装在两个同心的传动轴上,当压气机的空气流量与转速前后矛盾时,它们就可以自动调节。
推迟了前面各级叶片上的气流分离,从而增加了喘振裕度。
然而双转子结构的发动机也并不是完美的。
在双转子结构的涡扇发动机上,由于风扇通常和低压压气机联动,风扇为迁就压气机而必须在高转数下运行,高转数带来的巨大离心力就要求风扇的叶片长度不能太长,涵道比自然也上不去,而涵道比越高的发动机越省油。
低压压气机为了迁就风扇也不得不降低转数和单级增压比,单级增压比降低的后果是不得不增加压气机风扇的级数来保持一定的总增压比。
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。
航空发动机的喘振
3
喘振的预防和控制
喘振的预防和控制
防喘 为保证涡轮发动机在所有瞬态和稳态工作条件下都不发生喘振, 就需要从改进发动机结构设计和设计防喘控制系统入手,使涡轮 发动机有较大的喘振裕度
喘振边界
喘振的预防和控制
防喘措施
1、采用双转子或三转子结构。 压气机工作状态偏离设计值时,双转子或三转子发动机的高低压 转子会自动地调整转速,用通过改变动叶的切线速度的办法来改 变工作叶轮进口处气流的相对速度方向，以减小攻角，达到防喘 的目的。
目录
1
喘振的概述
2
喘振的发生机理
3
喘振的预防和控制
3、进口可转倒流叶片和可转整流叶片
喘振的发生机理 3、进口可转倒流叶片和可进口处会产生气流分离现象。 2、压气机中间级放气。 说白了喘振也就是由于压气机在非设计状态下工作时，叶栅上气流分离，使流动不畅，造成气流流动时而堵塞时而通畅的周期往复性
喘振的预防和控制
其它防喘措施
4、压气机可变进口通道面积 5、机匣处理 6、控制供油规律 7、正确操作, 精心维护发动机
谢谢
攻角的概念
喘振的发生机 理
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发动机的喘振
ZZ
目录
1
喘振的概述
2
喘振的发生机理
3
喘振的预防和控制
一、喘振的概述
概述
航空发动机是飞机的心脏, 而发动机的喘振问题一直制约着涡轮发 动机的发展, 影响发动机的性能, 甚至造成发动机的严重损坏，是 发动机的所有故障中最有危害性的一个，是对民用客机安全以及 整个航空事业发展的巨大威胁。
振4、荡压现气基象机。元可变级进口速通度道面三积 角形
这时,气流将冲向叶片凸面(背面) ,形成负攻角( i < 0)。 压气机喘振是指非正常工况下气流沿压气机轴线方向发生的低频率（通常有几赫或十几赫）、高振幅(强烈的压强和流量波动)的气流振 荡现象。
喘振原理介绍
气体相对分子质量
如图4所示，离心压缩机在相同转速、不同相对分子质量下恒压进行的曲 线，从曲线中可以看出，在恒压运行条件下，当相对分子质量M=20的气 体发生喘振时，相对分子质量为M=25和M=28的气体运行点还远离喘振 区。因此，在恒压运行工况下，相对分子质量越小，越容易发生喘振。
入口压力
如下图5所示，压缩机的入口压力P1>P2>P3，在压缩机恒压的运行工况 下， 入口压力越低，压缩机越容易发生喘振，这也是入口过滤器压差增大时， 要及时更换滤网的原因。
烟风道积灰堵塞或烟风道挡板开度不足引起系统阻力过大。(我们有碰到过但不多);两风机 并列运行时导叶开度偏差过大使开度小的风机落入喘振区运行(我们常碰到的情况是风机 导叶执行机构连杆在升降负荷时脱出，使两风机导叶调节不同步引起大的偏差);风机长期 在低出力下运转。
产生喘振的原因 流量
每台离心式压缩机在不同转速n下都对应着1条出口压力P与流量Q之间的曲线， 如图3所示。 图3 不同转速下出口压力与流量的关系 图4 不同相对分子质量时 的性能 从上图3可以看出，随着流量的减少，压缩机的出口压力逐渐增大，当 达到该转速下最大出口压力时，机组进入喘振区,压缩机出口压力开始减小，流 量也随之减小，压缩机发生喘振。从曲线上看，流量减小是发生喘振的根本原 因，在实际生产中尽量避免压缩机在小流量的工况下运行。一般认为，压缩机 在最小流量下应低于设计流量60%.
越低。产品一般都附有压力-流量特性曲线,据此可确定喘振点、喘振边界线或喘振区。流体机械的 喘振会破坏机器内部介质的流动规律性,产生机械噪声,引起工作部件的强烈振动，加速轴承和密封 的损坏。一旦喘振引起管道、机器及其基础共振时，还会造成严重后果。为防止喘振，必须使流体 机械在喘振区之外运转。在压缩机中，通常采用最小流量式、流量-转速控制式或流量-压力差控制 式防喘振调节系统。当多台机器串联或并联工作时，应有各自的防喘振调节装置。
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预旋技术防喘振原理
旋转进口导流叶片和静叶片的防喘机理:通过旋转进口导流叶片,使其出气角改变,控制导流叶片出气角的大小和方向可以使流入第一级动叶的气流攻角处于正常位置,调节旋转前面级的静叶片出气角可以使这些静叶片后的动叶处于满意的工况下工作,因而可以避免喘振,并使压气机偏
离设计工况下仍能保持正常工作。
从速度三角形分析,用旋转静叶片防止喘振的方法,就是在非设计工况时改变压气机速度三
角形上的预旋(改变C1u)来改变冲角i,使气流速度W1的方向,保持在设计值附近,部分地消除喘振。
在图2中给出了如果进口导流叶片不能转动,当工作轮转速不变,气流轴向速度C1a发生变化(即来流流量发生变化)时叶型上气流的冲角所发生的改变。
从图中可以看出在流量大于或小于设计流量时,转子叶片的来流攻角将小于或等于0,此时叶片压、吸力面就会发生不同程度的分离,
严重时可能导致压气机喘振。
图3表示借助于适当的转动导流叶片安装角可以使气流流入工作轮叶片通道内的相对速度方向在流量变化时保持不变,这就保证了转子叶片在非设计工况下都可以工作在设计状态附近,从而消除了喘振[4]。
可调进口导流叶片和静叶叶片,作为多级轴流压气机的防喘措施之一,其优点突出,不仅达到防喘措施,而其非设计工况下效率高,同时还可以改善燃机的加速性,又适用于高增压比压气机,所以这种防喘调节机构广泛地应于80年代新发展的压气机设计中,同时在大型风机中也得到很好的应用,如陕西鼓风机厂在这种理论指导下已成功研制出全静叶可调的大型鼓风机。
鉴于该方法广泛的工程应用前景,国内外许多学者、专家都在这方面开展了大量的探索研究,并取得许多卓有成效的理论和试验成果。
我国张健等[4]应用试验的方法,在设计转速下,通过试验调节一台三级轴流压气机各级组合,找到了压气机的一组最佳角度匹配。
试验结果分析表明,静叶角度的改变对压气机性能有着极为明显的影响,采用最佳角度匹配,最高绝热效率提高了7.4个百分点,稳定工作裕度也有显著的增加。
对于如何改善低速状态下的压气机性能,夏联等[5]进行了一台七级轴流高压压气机的静叶调节试验研究。
试验结果分析表明:在低速状态下,通过静叶角度优化调节能有效地改善压气机性能,拓宽稳定工作范围;并且,压气机低速性能受静叶可调角度的配比影响很大。
静叶角度调节技术与其他技术相结合,能更有效地改善压气机性能。
楚武利等[6]通过试验研究了带导叶的单级轴流压气机在进口导叶无预旋、全叶高预旋2度和叶顶端部预旋2度时,压气机总性能、基元性能及失速边界的变化情况。
对比分析了三种导叶在不同转速下的性能曲线,结果表明导叶预旋对压气机在非设计转速下有很好的扩稳效果;进一步研究发现:利用端弯技术可以推迟轴流压气机不稳定流动的发生,扩大压气机稳定工作范围。
另外西北工业大学的范非达等也在这方面开展了大量工作并取得良好的效果[7～8]。
但这种防喘措施结构比较复杂,特别是对多级静叶调节实现起来更加困难。
此外从气动方面来看,这种方法只能着重改善气流沿叶高某一半径上的流动情况,对整个叶片的三维流动不能很好的兼顾,例如照顾了平均半径就不能很好地照顾叶尖和叶根。