离心式压缩机防喘振控制设计
离心式压缩机的防喘振控制
离心式压缩机的防喘振控制一、离心式压缩机的特性曲线和喘振离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。
对于控制系统的设计而言，主要使用压缩比和进口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。
离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象称为离心压缩机“喘振”。
喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。
离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；第二，管道系统中应有可以自由升降的液位或其他可以储存和释放能量的部件。
因此，对离心泵的情况，遇到具有此功能的管道设备时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。
对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。
在不同速度下连接离心压缩机特性曲线的最高点，所得曲线称喘振极限线，其左侧部分称为喘振区，如图6—20中阴影部分。
喘振情况与管网特性有关。
管网容量越大，喘振的振幅越大，而频率越低；管网容量越小，则相反。
二、引起浪涌的因素如上所述，当离心式压缩机的负荷降低到一定程度时，会造成压缩机的喘振，这是引起喘振的最常见因素。
除此之外，被压缩气体的吸入状态，如分子量、温度、压力等的变化，也是造成压缩机喘振的因素。
吸入压力的变化，将影响压缩机的实际压缩比。
当吸人压力》l降低，所需压缩比增大，压缩机易进入喘振区。
对于吸人气体的分子量变化，压缩机特性曲线的变化如图所示6—21所示。
图中清楚地表明，在同样的吸入气体流量QA下，分子量大，压缩机易进入喘振区。
当吸入气体的温度变化时，它的特性曲线将如图6—22所示。
显然，当温度降低，压缩机易出现喘振。
离心式压缩机防喘振控制设计探讨
离心式压缩机防喘振控制设计探讨摘要：离心式压缩机是石油化工、天然气输送等领域广泛使用的大型关键增压设备。
离心式压缩机通过带叶片的工作轮转动，带动气体运动，气体的动能增加，进而将气体部分动能转化为压力能，提高气体压力，具有单级流量大、易损件少、气体介质不与机器润滑系统油接触、转速较高等优点。
由于离心式压缩机的压力与流量相关性较高，稳定工况区较窄，存在易喘振问题，需采用防喘振控制使离心式压缩机在工艺要求的工况下安全、平稳运行。
关键词：离心式；压缩机；防喘振；控制设计；分析1导言在有条件的情况下，通过对压缩机性能曲线现场实测来获得与现场实际运行相匹配的防喘振曲线。
机组在这种防喘振系统控制下，应该是最为安全、最为经济的。
因此在本文主要是针对了离心式压缩机防喘振控制设计进行了一定的分析研究，同时在这个基础上提出了下文中的内容，希望为相同行业进行工作的人员提供出一定价值的参考。
2离心式压缩机喘振的原因及危害喘振是由于气体的可压缩性而造成的离心式压缩机的固有特性，喘振与压缩机负荷、被压缩气体的分子量、温度、压力及管网容量有关。
在压缩机的运行过程中，如果其吸入量减少到一定值，一旦压缩比下降，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，待管线压力下降后，气体流动方向又反过来。
此时，其吸入流量和出口压力周期性低频率大幅度波动，周而复始，产生喘振，引起压缩机轴位移，使轴产生弯曲，造成机组振动加大，并波及到相邻的管网，喘振强烈时，能使压缩机严重破坏。
为了防止出现喘振工况，就必须设置防喘振控制系统，因此对于这点而言必须要引起足够的重视。
3离心式压缩机产生喘振的原因离心式压缩机在工作中，经常会出现喘振现象，这种问题的发生主要是因为压缩机在工作过程中，其中的气体流动产生超负荷运转，以及压缩机工作中的分子量、温度变化等多种原因造成。
在压缩机正常工作中，若是吸入的含量逐渐减小，降到一定程度，就会导致其中的压缩比例发生变化，气体输出线路中的压力与压缩机正常压力出口的比例之间不协调，造成压缩机中的气体倒流在压缩机中，来回反复造成压缩机出现喘振现象。
离心式压缩机的防喘振控制设计探讨
离心式压缩机的防喘振控制设计探讨摘要：离心式压缩机的防喘振控制设计需要把握安全下限值设定、防喘振控制阀设计、出口管线布置设计。
为了提高离心式压缩机的防喘振控制效率，本文从健全防喘振系统警报机制、加大检测与调控压力、开发远程控制功能、科学设计机器参数等方面探讨，节约资源，提高工作效率。
关键词：离心式压缩机；喘振；控制设计工业快速发展，广泛应用了离心式压缩机[1]。
电脑上压缩机工作中受到分子量与温度变化影响与管理应用不当的影响容易出现振喘问题，威胁了机器的安全性、使用寿命及工作效率等等。
因此，设计人员应把握防喘振控制设计要点，从多个方面做好离心式压缩机的防喘振控制工作，保障机器的正常运行。
1离心式压缩机的防喘振控制设计要点1.1安全下限值设定设定安全下限值时其对防喘振阀的启动产生直接的影响。
由此可见，压缩机防喘振控制中安全下限值是相当关键的因素。
一般来说，工作人员可以通过可变极限流量与固定极限流量设定压缩机入口流量的安全下限值。
通过固定极限流量控制压缩机入口位置的流量值在固定值之上，避免压缩机的工作点误入喘振区。
设置固定极限流量并不复杂，防喘振具有投资少，可靠性强的特点，主要用于转速变化范围小与固定转速范围很小的压缩机。
若压缩机在转速较低的范围内运行，受到流量安全裕度较大的影响，可能浪费大量的能源[2]。
而要想降低压缩机能量损耗，可以设置可变式防喘振极限流量，设置压缩机入口流量的安全下限值。
若压缩机出现负荷波动，需要调节转速则可以使用此方法。
1.2防喘振控制阀设计设计防喘振控制阀时需要满足几个问题：一是针对可能发生的最大波动具有良好的防喘振效果；二是确保压缩机性能曲线上的操作的所有区域均具有良好的防振喘保护效果；三是控制防喘振最大流量值时比保证在稳定操作的前提下预防喘振流量更大；四是设计防喘流通能力时要全面规避压缩机进入阻塞区；五是从可控角度分析时需要控制降低防喘振阀的尺寸。
1.3出口管线布置设计设置压缩机出口管线时压缩机系统地可控性一定程度上受到影响。
浅谈离心式压缩机的防喘振控制
浅谈离心式压缩机的防喘振控制摘要：受到大环境的影响，流量大幅度下降，压缩机排量逐渐减小，并对出口造成压力波动，导致机组整体发生强烈振动，同时会产生低吼声，就像人咳嗽一般，这种现象叫喘振，其会对离心式压缩机造成一定的危害，轻则导致离心式压缩机无法正常运行，而重则会引发爆炸甚至火灾等灾害，严重危害附近工作人员的生命安全，而造成离心式压缩机喘振的故障原因多半是由于扩压器腐蚀或磨损，进气温度过高，叶轮扩压器等中间存在缝隙，叶轮磨损或存在附着物，都会导致离心式压缩机出现喘振现象，而通过对离心式压缩机展开防喘振控制并加强故障诊断系统的有效应用，可以有效对喘振故障进行预防并展开科学治理。
关键词：离心式压缩机；防喘振；控制引言在离心式压缩机应用范围不断扩大的情况下，离心式压缩机已经成为空分行业制氧、制氮的主要设备，一旦离心式压缩机在应用过程中发生喘振现象，将会影响制氧、制氮的正常产量，也会降低压缩机使用寿命。
因此相关工作应该重点分析导致离心式压缩机出现喘振问题的基本原因，有针对性地设计一些问题预防措施，能够在提高离心式压缩机运行质量的基础上，有助于提升离心式压缩机的运行安全性。
1离心式压缩机出现的喘振问题1.1扩压器腐蚀或磨损而造成离心式压缩机出现喘振的原因具有多种因素，而扩压器受到腐蚀或磨损就是其中一种，离心式压缩机体积较小，结果相对来说比较简单，但同时排放量极大，效率较高，且不受润滑油污染，在我国生产活动当中得以广泛使用，并取得了显著的应用效果，但扩压机内部磨损或腐蚀一直没有得到很好地解决，而且由于磨损与腐蚀是扩压器运行的必然现象，无法做到彻底杜绝，扩压器是离心式压缩机内部的重要组成部分，所以在一定程度上降低叶轮压出气体的流速，提高气体压力，而扩压器一旦发生磨损和腐蚀，就无法正确地发挥效用提高气体压力，从而引发离心式压缩机产生喘振故障。
在面对这项原因时需要工作人员定期对扩压器进行检修，对扩压器腐蚀或磨损部位进行及时更换或修复并做好一系列的防腐措施。
离心式压缩机的防喘振控制
离心式压缩机的防喘振控制离心式压缩机是一种常见的工业设备，广泛应用于制冷、空调、石化、化工和能源等领域。
但离心式压缩机在高速旋转过程中，易发生喘振现象，严重影响设备的可靠性和运行效率。
因此，实现离心式压缩机的防喘振控制，成为压缩机研发领域的热门话题。
喘振的概念和机理喘振是指机械系统在一定运行工况下，出现自激振动和自我放大的现象。
具体表现为设备发出高频噪声、振幅剧烈震动、设备受到损坏等。
离心式压缩机的喘振主要由两种类型引起，分别是稳定喘振和非稳定喘振。
稳定喘振是指设备在一定工况下，由于颤振力和阻尼力平衡不稳定而发生振动。
非稳定喘振则是指由于系统参数的变化而导致的振动，如流量、压力、转速等。
喘振的机理比较复杂，通常是由流体特性、机械特性和控制策略等多个因素综合作用形成。
针对离心式压缩机，具体原因如下：•离心式压缩机转子和静子间的流体动力学作用•离心式压缩机转子的惯性力和弹力•离心式压缩机流量的变化导致的系统不稳定防喘振的控制为了防止离心式压缩机的喘振，降低因喘振而引起的振动、噪声、能耗和设备损坏等问题，可以采用以下控制策略：转子动平衡离心式压缩机转子的动平衡是减少振动和噪声的有效措施。
动平衡可以通过加装质量均匀化转子重量分布，减少旋转惯量差异，使转子自身的振动减少。
减弱单元耦合离心式压缩机中存在转子和静子的相互作用，转子运转时的振动会将振动传递到静子中，同时静子的反作用力也会反过来影响转子。
因此，为了减小单元之间的耦合作用，需要采用合适的材料和合理的结构设计。
控制喘振频率喘振频率是指转子和压气机系统之间的谐振频率。
为了控制喘振，可以借助传感器、控制系统和信号处理技术，实时检测喘振频率，调节系统工况，减小喘振频率。
同时还可以采用创建额外的泄放卡止或捆绑物来改变系统频率。
控制驱动力离心式压缩机喘振的发生和发展与外界激励力有关。
为了降低驱动力，需要在系统中加入有阻尼的弹簧，将外部力矩转换为电信号或机械压力信号，并将信号传输到控制系统中，调节工况，实现防喘振。
第一章离心压缩机防喘振控制
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。
当转速一定时，曲线上点有最大压缩比，对应流量设n c 为，该点称为喘振点。
如果工作点为点，要P Q B 求压缩机流量继续下降，则压缩机吸入流量，工作点从点突跳到点，压缩机出P Q Q <C D 口压力从突然下降到，而出口管网压力仍为C PD 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C P 也下降到，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D P 。
因流量大于点的流量，因此压力憋高到，而流量的继续下降，又使压缩机A Q A Q B B P 重复上述过程，出现工作点从的反复循环，由于这种循环过程极B A D C B →→→→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：（4.2-θ2121Q b a p p +=1）式中，下标1表示入口参数；、、分别表示压力、流p Q θ量和温度；是压缩机系数，由压缩机厂商提供。
一种离心压缩机的防喘振控制方案
一种离心式压缩机的防喘振控制方案关键词：喘振本文以某工厂空分装置电机拖动的空气压缩机为例来说明离心压缩机的防喘振控制方案。
该压缩机电机型号为XXX1120-4，额定功率21,500KW，电压10KV，电流1380A。
压缩机为XXX125-4，额定流量226,000Nm3/h。
机组振动、位移、温度监测及联锁暂不涉及。
在电机拖动的压缩机的运行中，在基本恒定的转速下，一定的出口压力，有一个最小流量点。
低于这个流量点，压缩机会发生喘振。
喘振发生时，流经压缩机的气流压力和流量周期性波动，使整个压缩机组的振动加大，严重时造成机组损坏。
因此预防喘振的发生非常重要。
本例中的压缩机组入口流量通过导叶FV0010来调节。
导叶安装时，虽已留有一定的机械开度，但DCS实际控制时，同样也要设定一个开度下限。
这里设置为为5%。
在DCS上，导叶FV0010的控制由排气压力调节器PICA0001A，额定电流调节器CIC0001，手操器HC0010三个控制器经过低选器后去控制导叶FV0010开度。
在实际正常生产中，电机电流在额定电流之下，导叶手操器HC0010开度由人工给到100%。
导叶的开度由压力PID控制块PICA0001A 来调节。
出口压力高，关小导叶，压力低，开大导叶。
控制的幅度由P、I、D参数的比例带、积分时间、微分时间来设置。
调节器输出的4~20mA电流信号给到导叶执行器上安装的阀门定位器（这里用的FISHER的DVC6200），阀门定位器经过电气转化，输出气动信号控制执行器的气缸在某一行程位置。
执行机构将直线行程转换成角行程，从而控制导叶的开度。
直行程的启点和终点于角行程的起始开度和最终开度，在调试的时候按设计要求设置好。
压缩机组的出口设置放空阀BV0001来进行压力调节和防喘振控制。
在DCS上，包括排气压力调节器PIC0001B，防喘调节器BIC0001，手操器（HC0001）3个调节器经过高选器后，去控制BV0001开度。
离心式压缩机的防喘振控制详细版
文件编号：GD/FS-4241（安全管理范本系列）离心式压缩机的防喘振控制详细版In Order To Simplify The Management Process And Improve The Management Efficiency, It Is Necessary To Make Effective Use Of Production Resources And Carry Out Production Activities.编辑：_________________单位：_________________日期：_________________离心式压缩机的防喘振控制详细版提示语：本安全管理文件适合使用于平时合理组织的生产过程中，有效利用生产资源，经济合理地进行生产活动，以达到实现简化管理过程，提高管理效率，实现预期的生产目标。
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一、离心式压缩机的特性曲线与喘振离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。
对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。
离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的“喘振”。
喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。
离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二是管路系统中要有能自由升降的液位或其他能贮存和放出能量的部分。
因此，对离心泵的情况，当遇到具有这种特点的管路装置时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。
对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。
离心式压缩机的防喘振控制示范文本
文件编号：RHD-QB-K6485 （安全管理范本系列）编辑：XXXXXX查核：XXXXXX时间：XXXXXX离心式压缩机的防喘振控制示范文本离心式压缩机的防喘振控制示范文本操作指导：该安全管理文件为日常单位或公司为保证的工作、生产能够安全稳定地有效运转而制定的，并由相关人员在办理业务或操作时进行更好的判断与管理。
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一、离心式压缩机的特性曲线与喘振离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。
对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。
离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的“喘振”。
喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。
离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二是管路系统中要有能自由升降的液位或其他能贮存和放出能量的部分。
因此，对离心泵的情况，当遇到具有这种特点的管路装置时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。
对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。
连接离心式压缩机不同转速下的特性曲线的最高点，所得曲线称喘振极限线，其左侧部分称为喘振区，如图6—20中阴影部分。
喘振情况与管网特性有关。
管网容量越大，喘振的振幅越大，而频率越低；管网容量越小，则相反。
二、引起喘振的因素如上所述，当离心式压缩机的负荷减小到一定程度时，会造成压缩机的喘振，这是引起喘振的最常见因素。
除此之外，被压缩气体的吸入状态，如分子量、温度、压力等的变化，也是造成压缩机喘振的因素。
离心式压缩机防喘振控制系统设计探讨
离心式压缩机防喘振控制系统设计探讨发表时间：2019-07-31T11:14:18.777Z 来源：《当代电力文化》2019年第06期作者：黄雯靓[导读] 结合具体设备运行过程中存在的问题，提出了离心式压缩机防喘振控制系统设计的相关探讨。
深圳市安可实业有限公司【摘要】我国石化行业的飞速发展离不开当前科技的进步，国家政策的推动，各种设备的应用大大加快了生产效率，离心式压缩机是当前石化工程中的一个十分关键的设备，必须要保证它的正常运行。
本文主要针对离心式压缩机防喘振控制提出观点，分析离心式压缩机喘振产生的原因以及对施工的危害，结合具体设备运行过程中存在的问题，提出了离心式压缩机防喘振控制系统设计的相关探讨。
【关键词】离心式压缩机喘振预估控制石油作为重要的能源型资源，目前在各个行业中都得到了越来越广泛的应用，只有充分考虑到压缩机当前石化工程中的重要作用，切实的分析离心式压缩机存在的喘振问题的原因以及如何解决，才能有助于石化工程装置的安全稳定运行。
一、离心式压缩机喘振1.离心式压缩机喘振的原因喘振是一个特有的名词，是指在气体存在可压缩性时，形成的一种离心式压缩机的固有特性，受到很多因素的影响。
在压缩机的运行过程中，当吸入量达到一定的数值，使管内产生很大的气体压力，导致出口处压力过大，气体受到压制，像反方向流动，压力的增加或降低的变换存在一种周期性的频率变动，就出现了喘振。
2.离心式压缩机喘振的特性喘振是因为离心式压缩机在某一个小流量下工作时出现的一种气流分离现象，是内外部因素共同作用的结果，内部因素是因为设备的运转产生了两个部件之间的流量差，外部因素则是因为两方之间压力的变动产生的气体倒流，内部因素和外部因素不是并列存在的关系，内部原因在外部原因的促成下发挥作用，二者存在一点就会对整体的离心式压缩机运行造成影响，出现喘振现象，所以，离心式压缩机喘振的特性就是一个内外共同作用的结果。
3.离心式压缩机喘振的危害虽然说喘振只是机器在工作时，因为小流量的变动产生的一种不稳定现象，但是会对运行中的设备造成极大的损伤，一旦出现喘振现象，压缩机的运行将会中断，电路会受损，造成内部的叶片损坏，甚至还会出现其它设备的紊乱和报废，如轴承、密封系统，甚至可能造成危险气体泄漏，外部工作人员的受伤，带来极大的经济损失，造成安全事故。
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1 概述1.1压缩机喘振及其危害压缩机运行中一个特殊现象就是喘振。
防止喘振是压缩机运行中极其重要的问题。
许多事实证明，压缩机大量事故都与喘振有关。
喘振所以能造成极大的危害，是因为在喘振时气流产生强烈的往复脉冲，来回冲击压缩机转子及其他部件；气流强烈的无规律的震荡引起机组强烈振动，从而造成各种严重后果。
喘振会造成转子大轴弯曲；密封损坏，造成严重的漏气，漏油；喘振的出现轻则使压缩机停机，中断生产过程造成经济损失，重则造成压缩机叶片损坏，造成人员伤害；喘振使轴向推力增大，烧坏止推轴瓦；破坏对中与安装质量，使振动加剧；强烈的振动可造成仪表失灵；严重持久的喘振可使转子与静止部分相撞，主轴和隔板断裂，甚至整个压缩机报废。
1.2喘振的工作原理及防治压缩机在运行中，当管路系统阻力升高时，流量将随之减小，有可能降低到允许值以下。
防喘振系统的任务就是在流量降到某一安全下限时，自动地将通大气的放空阀或回流到进口的旁通阀打开，增大经过空压机的流量，防止进入喘振区。
取流量安全下限作为调节器的规定值。
当流量测量值高于规定值时，放空阀全关：当测量值低于规定值时，调节器输出信号，将放空阀开启，使流量增加。
压缩机工作效率高，在正常工况条件下运行平稳，压缩气流无脉动，对其所输送介质的压力、流量、温度变化的敏感性相对较大，容易发生喘振造成严重事故。
所以应尽力防止压缩机进入喘振工况。
喘振现象是完全可以得到有效控制的，如图（1）所示，根据离心压缩机在不同工况条件下的性能曲线，只要我们把压缩机的最小流量控制在工作区（控制线内），压缩机即可正常工作。
喘振的标志是一最小流量点，低于这个流量即出现喘振。
因此需要有一个防止压缩机发生喘振的控制系统，限制压缩机的流量不会降低到这种工况下的最低允许值。
即不会使压缩机进入喘振工况区域内。
图1压缩机性能曲线与防喘振控制原理图压缩机的防喘振条件为：△P≥a（p2±bp1）式中：△p——进口管路内测量流量的孔板前后压差p1——进口处压力p2——出口处压力a、b——与压比、温度、孔板流量计的孔板系数有关的参数,可通过热工计算机和实验取得。
1.3喘振区域的确定压缩机性能曲线表示出口压力随气体流量而变化的曲线；管网特性曲线是管道进口压力随气体流量而变化的曲线。
两条曲线的交点是压缩机的工作点，工作点的横坐标是气体流量，纵坐标是实际排气压力，如图2中，驼峰的最高点K，凡是压缩机工作点位于K点以右的下降部分，为稳定工作区，工作点位于K点以左的曲线下降部分为喘振区。
图2 喘振区域的界定办法2 整体控制方案的确定2.1压缩机防喘振控制系统阐述通常把为输送气体连接压缩机的管道、容器等全套设备，包括进、排气管线，称为管网。
压缩机进口气体压力为风，经过压缩机增压至肌，经过管道排出，压力下降到肌。
压缩机的输气量G D和管网的流量G R相等，或者说压缩机的排气压力等于管网的进口压力肌，压缩机和管网就能稳定运行，即G D=G R或P D=P R。
管网的特性曲线和压缩机的特性曲线的交点恰好能满足上述要求，这就是压缩机和管网的联合运行点，如图3中的A点和B点。
图3 压缩机和管网的联合运行点要防止压缩机发生喘振，只需要时工作转速下的吸入流量大于喘振点的流量Q p就可以了。
因此，当所需的流量小于喘振点的流量时，如生产负荷下降时，需要将出口的流量旁路返回到入口，或将部分出口介质放空，以增加入口流量。
满足大于喘振点流量的控制要求最基本的控制方法是最小流量极限控制，这种方法又分为两种：固定极限流量和可变极限流量。
固定极限流量法：如图4所示。
让压缩机通过的流量总是大于某一定值流量G p，来达到对压缩机喘振的控制。
图4 固定极限流量可变极限流量法：如图5所示。
是设置极限流量跟随着转速而变的一种防喘振控制。
图5可变极限流量控制2.2所选控制方案介绍针对本课题，我选择固定极限流量单回路防喘振控制方案。
该方案的策略假设在最大转速下，压缩机的喘振点流量为Q p（已经考虑了安全余量），如果能够使压缩机入口流量总是大于该临界流量Q p就能保证压缩机不发生喘振。
控制方案是当入口流量小于该临界流量Q p时，打开旁路控制阀，使出口的部分介质返回到入口，直到使入口流量大于Q p为止。
图6所示为固定极限流量防喘振控制系统的结构示意图。
图6固定极限流量防喘振控制系统表1固定极限流量控制项目表2.3单回路控制系统在现代工业生产装置自动化过程中，即使在计算机控制获得迅速发展的今天，单回路控制系统仍在非常广泛的应用。
据统计，在一个年产30万吨合成氨的现代化大型装置中，约有85%的控制系统是单回路控制系统。
所以，掌握单回路控制系统的设计原则应用对于实现过程装置的自动化具有十分重要的的意义。
单回路控制系统的特点是结构简单，投资少，易于调整，投运，又能满足一般生产过程的工艺要求。
单回路控制系统一般由被控过程WO (s)、测量变送器Wm(s)、调节器Wc (s)和调节阀Wv(s)等环节组成，如图7所示为单回路控制系统的基本结构框图。
图7 单回路控制系统方框图2.4被控变量的选择在一个生产过程中，可能发生波动的工艺变量很多，但并非对所有的变量都要加以控制。
一个化工厂的操作控制大体上可以分为三类，即物料平衡控制和能量平衡控制、产品质量或成分控制、限制条件或软限保护的控制。
因而在进行自动控制系统设计时，应深入了解工艺过程，找出对稳定生产、对产品的产量和质量、对确保经济效益和安全生产有决定性作用的工艺变量，或者人工操作过于频繁、紧张，难以满足工艺要求的工艺变量，作为被控变量来设计自动控制系统。
这里提出几个选择的基本原则。
ⅰ.作为被控变量，其信号最好能够直接测量获得，并且测量和变送环节的滞后也要比较小；ⅱ.若被控变量信号无法直接获取，可选则与之有单值函数关系的间接参数作为被控变量；ⅲ.作为被控变量，必须是独立变量。
变量的数目一般可以用物理化学中的相律关系来确定；ⅳ.作为被控变量，必须考虑工艺合理性，以及目前仪表的现状被否满足要求。
综上所述，合理选择被控变量是单回路控制系统设计的第一步，同时也是关系到控制方案成败的关键。
如果被控变量选择不当，则不管组成什么形式的控制系统，也不管配备多么精良的自动化设备，都不能达到预期的控制效果。
因此，本课题所选择的被控变量是流量。
2.5 操纵变量的选择在生产过程中，工艺总是要求被控变量能稳定在设计值上，因为工艺变量的设计值是按一定的生产负荷、原料组分、质量要求、设备能力、安全极限以及合理的单位能耗等因素综合平衡而确定的，工艺变量稳定在设计值上一般都能得到最大的经济效益。
然而由于种种外部的和内在的因素，对工艺过程的稳定运转必然存在着干扰，因而在进行自动控制系统设计时必须深入研究工艺过程，认真分析干扰产生的原因，正确选择操纵变量，建立一个合理的控制系统，以确保生产过程的平稳操作。
选择操纵变量时，主要应考虑如下的原则：ⅰ.首先从工艺上考虑，它应允许在一定范围内改变；ⅱ.选上的操纵变量的调节通道，它的放大系数要大，这样对克服干扰较为有利；ⅲ.在选择操纵变量时，应使调节通道的时间常数适当小一些，而干扰通道的时间常数可以大一些；ⅳ.选上的操纵变量应对装置中其它控制系统的影响和关联较小，不会对其它控制系统的运行产生较大的干扰。
针对本课题，我选择的操纵变量依然为流量。
3 仪表选型及仪表信息3.1控制阀的选型参考选型样本可得控制阀型号为：ZHA(B)-2型气动薄膜单座调节阀，其主要技术参数如下：ⅰ.信号范围：20～100KPaⅱ.公称通径：20㎜ⅲ.阀座直径：10㎜ⅳ.公称压力：1.6MPaⅴ.额定行程L：16㎜ⅵ.固有流量特性：直线、等百分比ⅶ.额定流量系数：直线1.8；等百分比1.6ⅷ.固有可调比：30 ：1ⅸ.工作温度t（℃）：-15℃～200℃ⅹ.作用方式：气开式3.2压力变送器的选型根据变送器的量程，选择型号为ZY-GP1500，其技术参数如下：ⅰ.环境温度宽-40℃～+85℃,ⅱ.测量精度高，0.04%；ⅲ.量程设定灵活，最大量程比100:1；ⅳ.长期漂移小于0.03%／年；ⅴ.量程：0-30～180KPa；ⅵ.防护等级可达到NEMA 4X；ⅶ.可接受10.5~32VDC的电源；ⅷ.提供HART/4~20mA，Profibus-PA，Foundation Fieldbus或Modbus通讯协议，满足现场通信要求。
3.3温度变送器的选型温度变送器采用WAT-TT型通用型智能温度变送器。
它采用了先进的数字化技术，具备了传统模拟仪表所不具备的多项先进性能，在对高、低频干扰信号的抑制方面均有着优异表现，即使在大功率变频控制系统中依然能够可靠应用，在油田、石化、制造、电力、冶金等行业的重大工程中有着广泛应用。
其技术参数如如下：ⅰ.基本误差：±1.0%、±0.5%、±0.25%。
二线制输出，无补偿导线。
ⅱ.输出信号：4~20mA，抗干扰能力强，ⅲ.负载电阻：250Ω，允许范围为0~500Ω，结构简单。
ⅳ.工作温度：-25～+60℃ⅴ.储运环境温度：-40～+80℃ⅵ.相对湿度：10-90％RH（40℃时）ⅶ.供电电源：24V DC允许范围为18～30VDC。
小型化，安全可靠。
ⅷ.输入功率：0.9～1.8Wⅸ.外形尺寸：宽×高×深：22.5×100×115mmⅹ.净重：140g±20g4 传函的确定及系统仿真4.1测量变送单元假设流量测量仪表经开方处理后为线性单元，动态滞后可忽略，则有：错误！未找到引用源。
4.2执行器/调节阀假设调节阀为近似线性阀，其动态滞后忽略不计，而且式中，错误！未找到引用源。
为调节阀的流通面积，错误！未找到引用源。
通常在一定范围内变化。
这里假设错误！未找到引用源。
=（0.5~1.0）%/%（即控制器的输出变化1%，调节阀的相对流通面积变化0.5%~1.0%）。
取错误！未找到引用源。
=14.3被控对象对于整齐流量对象，假设控制通道的动态特性可表示为错误！未找到引用源。
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式中，流量控制环节的时间常数错误！未找到引用源。
基本不变，而错误！未找到引用源。
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通常在一定范围内变化。
这里假设错误！未找到引用源。
=0.05~0.20（T/hr）/%,错误！未找到引用源。
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.而蒸汽调节阀阀前压力Pv的变化范围为错误！未找到引用源。
，取错误！未找到引用源。
=0.1。
而温度对象，假设控制系统与扰动通道的动态特性可表示为并假设：错误！未找到引用源。
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