离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型
大型离心压缩机防喘振旁路快开阀的选择
摘 要：本文对引进装置中，联邦德国林德公司设计的压缩机防喘振 系统进行了分析，提出了自己的看法并专门论述了压缩机防喘振放空 阀的选型和“软着陆”问题。（1996） 关键字：
一、问题的提出 由日本 UBE 引进的三套 30 万吨大型合成氨基树脂装置中，其空分由 联邦德国林德公司设计。从镇海、乌鲁木齐两厂空分空压机防喘振系 统运行来看，原设计的防喘振系统，难于确保系统不发生喘振。特别 是氮压机跳车，造成负荷大幅度减少，防喘振调节系统仍按一般的过 程去调节，显然没有足够的把握免于喘振。因此镇海、乌鲁木齐两厂， 已对这一系统进行了改造，并取得了较好的效果。 原林德设计，采用两段变极限防喘振系统（见图 1）。其中：
图4 对于不同的快开阀，打开时间和打开时的撞击不一样，这就要求我们 有调节的手段，保证每一个阀都能按图 3 的曲线动作。因此贮气罐容 积和阀 V 的开度，就是我们实现这一目的而应当确定的。 当电磁阀带电时，FZV 阀关闭，这时电磁阀 A→B 接通。膜头容积 V 关， 膜头压力 P 关 0.2 MPa，当电磁阀失电，电磁阀 B→C 导通，FZV 阀打 开 80%。这时膜头容积 V80，压力 P80=0.072 MPa。设贮气罐的容积为 V 罐。 我们把膜头这一压力变化过程视为等温过程，按波-马定理则有： P 关*V 关=P80*（V80+V 罐） 于是 （V80+V 罐）/ V 关= P 关/ P80 = （0.101+0.2）/（0.101+0.072） = 1.75 由于 V 关和 V80 的数值不易确定，因此 V 罐的准确值也就没法确定。这 里我们用试验的办法来确定 V 罐。
图3 若 FZV 阀有图 3 所进示的打开时间和开度的曲线。即能使得 FZV 阀快 速打开 80%，使压缩机不至发生喘振；又能在 80~100%的开度上 FZV 阀缓慢打开，不引起碰撞，实现“软着陆”。 上边的想法，就是用图 2 中的贮气罐来实现的。这就是说 FZV 阀打开 时，膜头内的压力不是直接排入大气，而是先排入贮气罐，然后通过 罐上的阀门 V 慢慢泄入大气中。见图 4。
离心式空气压缩机喘振故障分析与控制预防
离心式空气压缩机喘振故障分析与控制预防摘要：离心式压缩机是一种实现连续运输和高转速的节能设备，依靠高速旋转的叶片带动气体产生离心力并完成做功。
离心式压缩机的发展历程已有百年历史。
离心式压缩机的出现和发展晚于往复式压缩机，但目前在许多领域，已逐渐代替往复式压缩机而成为了主要的动力机械，特别是在重大化工生产、气体传输和液化等领域得到了广泛的应用。
关键词：离心式压缩机；应用现状；性能；常见故障引言某企业煤气化装置空分单元的空气压缩机采用的是四级离心式压缩机，压缩机的安全可靠运行对生产意义重大。
喘振是离心式压缩机在入口流量减少到一定程度时所发生的一种非正常工况下的振动，对于离心式压缩机有严重损害。
压缩机的流量控制通过改变入口导叶阀的导叶叶片开度即旋转角度来控制进气量大小，由分散控制系统（DCS）根据导叶阀进口流量经过比例积分微分（PID）运算发出4~20mA控制信号，经过阀门定位器使活塞执行机构带动连杆控制导叶叶片来实现。
离心式压缩机设有防喘振的自动放散阀，一旦出口压力过高，压缩机接近喘振区或者发生喘振时，该阀门会自动打开，以解除喘振。
1离心式压缩机在发电领域内的应用现状布雷顿循环是以乔治.布雷顿的名字命名的热力循环系统，包括绝热压缩、等压加热、绝热膨胀和等压冷却4个部分。
超临界二氧化碳(S-CO)布雷顿动力循环是指以二氧化碳为工质的传热体系，其结构紧凑，效率高，安全稳定，在化石能源、核能、太阳能等发电领域得到了广泛的应用。
以超临界(S-CO)为工质的离心式压缩机大大提高了布雷顿循环热效率以及各种热源形式的利用。
美国Sandia国家实验室和能源部对以S-CO,为工质的发电技术进行了大量的实验，并建造S-CO,压缩机实验台用于研究压缩机的性能。
2018年，在德州开建了一个S-CO,光热发电示范项目“SupercriticalTransformationalElectricPower”(“S-TEP”，超临界转换发电装置)，成功推进S.co.发电技术的大型化。
离心式压缩机防喘振控制措施分析
离心式压缩机防喘振控制措施分析摘要：在化工企业生产过程中，离心式压缩机有着十分重要的作用和地位，其有着排气压力在，输送流量小的优势，但其在具体运行过程中也存在一定缺陷问题。
如喘振问题，发生喘振对压缩机会造成极大危害，所以，需要采取有效防控措施，以确保压缩机得以安全、稳定地运行。
有鉴于此，下文在充分结合相关文献研究以及自己多年工作实践经验情况下，先是对离心式压缩机喘振问题的成因展开了认真分析，进而探讨了几点离心式压缩机喘振防控的有效措施，以供借鉴。
关键词：离心式压缩机；防喘振；控制措施一、探析离心式压缩机发生喘振的原因通常生产装置运行中的压缩机在运作时，如果受到外部因素影响而致使流量减小并达到Qmin值时，则会致使压缩机流道发生旋转脱离问题。
如果气量继续减少，那么压缩机叶轮整体流道就会形成气体旋涡区，而此时压缩机出口压力则会发生及时降低。
而与此同时，与压缩机出口相互连接的管网系统压力并不断立刻降低，且管网内气体还会倒流到压缩机内。
当管网内压力比压缩机出口排气压力小时，气体就会停止倒流，此时压缩机就会向管网内进行排气。
但由于进气量不够，当压缩机出口管网恢复到一定压力时流道内就会发生旋涡。
在这种循环下，机组和管道内流量也会随着之出现周期性变化，机器进出口压力也会引发较大幅度脉动。
另外，因气体压缩机进出口部位发生倒流，与此同时还会有较大周期性气流声响以及大幅度振动现象。
喘振是离心式压缩机自身所固有的一种特性，其发生喘振的原因通常可以在对象特性方面找出来。
因压缩机压缩比和流量曲线上存在一个交点，当其在右面曲线上进行作业时，压缩机是处于稳定状态的。
如在曲线左面低流量范围内作业时，会受到气体所具有的可压缩性特征影响，而出现不稳定。
而如果流量降低到喘振线时，倘若压缩比降下，那么流量就会继续减少；再加上输出管线气体压力要比压缩机出口压力大，所以，已经被压缩气体就会迅速倒流到压缩机内，随后管线内压力会进一步减小，进而会致使气体流动方向发生反转，并最终引发周期性喘振。
离心式空气压缩机的喘振分析及防范措施
离心式空气压缩机的喘振分析及防范措施摘要：离心式空气压缩机喘振故障对压缩机的影响是较大的，剧烈的喘振很可能引起烧瓦，甚至损坏压缩机。
因此认真分析发生喘振的原因，针对不同情况采取不同措施很有必要。
关键词：离心式空气压缩机喘振的原因防范措施离心式空气压缩机广泛应用于工业生产中。
但长时间高负荷工作，很容易出现故障，其中喘振故障对压缩机的影响是较大的，剧烈的喘振很可能引起烧瓦，甚至损坏压缩机。
因此认真分析发生喘振的原因，针对不同情况采取不同措施非常重要。
一、离心式空气压缩机发生喘振的原因1.离心式空气压缩机机内气体流量减少离心式空气压缩机机内气体流量受空压机运行环境的影响是会实时的发生变化的，当气体流量减少时，空压机出口压力就会增大，当最大出口压力超过了额定压力值时，就会出现喘振现象。
2.离心式空气压缩机机内气体分子量不恒定有两种情况：第一种情况是空压机在气体压力一定的状态下运行，这时，气体分子质量发生喘振的概率是反比。
第二种情况是空压机在气体流量一定的状态下运行，这时气体分子质量与发生喘振的概率成正比。
3.离心式空气压缩机入口温度不稳定有两种情况：第一种情况是空压机在恒压状态下运行，气体入口温度与发生喘振的概率成正比。
第二种情况是空压机在恒流量状态下运行，气温与发生喘振的概率成反比。
4.离心式空气压缩机叶轮的转速不稳定离心式空气压缩机叶轮的转速不稳定可能会发生喘振现象，叶轮是空压机的主要构成部件，在实际运行过程中可能是会出现转速不稳定的情况出现，叶轮的转速越高，空压机越容易发生喘振。
5.离心式空气压缩机入口与出口气压差太大离心式空气压缩机入口与出口气压差太大可能会引起空压机发生喘振，入口与出口气压差越大，空压机越容易发生喘振。
6.离心式空气压缩机构件磨损严重或者部件过脏离心式空气压缩机的主要构件，如叶轮、扩压器及内置式冷却器在长期的运行过程中，可能会出现磨损、被腐蚀或者组成部件，如冷却器和水汽分离器、进气口箱式过滤器等变脏，都会导致喘振的发生。
压缩机防喘振阀门的噪音和选型浅谈
压缩机防喘振阀门的噪音和选型浅谈针对压缩机在工业生产过程中的重要性，分析压缩机防喘振阀门打开时产生的噪音类型，分析其产生原因，通过对噪音的介绍，选择合适的阀门结构型式，最大程度上降低压缩机配套阀门的噪音。
标签：喘振防喘振阀噪音低噪音阀门压缩机在现代的各行各业中都扮演着重要的角色，它把低压气体转换成高压气体，为各种相关的设备提供动力，在采矿、冶金、化工、医疗、食品等行业中，压缩机是必不可少的关键设备。
1 压缩机的喘振及其危害当压缩机的流量减少时，随着旋转失速的产生，压缩机的气体流量和排气压力周期性的低频率、大幅度的波动，引起机器的强烈振动，这种现象就是压缩机的喘振[1]。
当压缩机出现喘振时，极易出现流体倒流的现象，为了避免出现喘振的工况，一般是把防喘振阀打开，使流体回流到压缩机入口，让压缩机的最小工作流量始终大于喘振的最小极限流量。
当压缩机的流量出现大的波动，都会导致压缩机的性能会出现很大的变化，喘振就是导致出现这种工况的罪魁祸首之一。
大量回流流体在通过防喘振阀门时，导致防喘振阀出现噪音，尤其是在大压差的透平压缩机组上面防喘振阀门的噪音会更大。
导致防喘振阀门产生噪音的主要是喷射噪音、涡流噪音、激波噪音，下面将阐述阀门的这三种噪音以及产生的原因。
1.1 喷射噪音当气流从管口高速喷射出来与周围静止的气流发生强烈的混合而发生的噪音[2]，在压缩机组中，当压缩机发生喘振的时候，需要大量的气体回流来降低喘振的发生机率，防喘振阀快速开启，由于阀门下游的压力比较小，在阀芯的节流口喷射出的气流与下游静止的流体碰撞的时候，这时的流体的流速会达到最大，会把大量的气体卷进去，从而形成一股喘流很大的喷射噪音。
阀内件在受到喷射流体的冲击后，由于套筒和阀芯、阀杆和导向套的间隙，阀内件会发生刚性的碰撞，喷射噪音和金属的振动噪音的叠加，噪音会更加厉害。
如图1所示：高速的气体喷射到阀内件表面，导致阀内件随着气体的压力波动而产生振动。
离心式压缩机的喘振及防喘振控制分析
设备运维离心式压缩机的喘振及防喘振控制分析张倩（青海盐湖工业股份有限公司化工分公司，青海格尔木816000）摘要：离心式压缩机和其他类型的压缩机相比较，它具有体积较小，流量比较大、正常状态下运行效率较高，最主要的是对它的维修及保养非常方便且简单等优点。
因此，在现代工业生产中已经广泛应用离心式压缩机。
但是，在实际应用中，由于离心式压缩机本身对气体的压力、流量发生的变化非常敏感，因此，在实际应用过程中离心式压缩机会发生喘振现象。
关键词：离心式压缩机；喘振；防㟨振；控制离心式压缩机发生喘振现象属于运行中的一种特殊形式，当正在运行中的离心式压缩机发生喘振时，气流很容易会发生严重的冲击，甚至于喘振严重时，离心式压缩机的内部零件会有不同程度的损坏，这也是导致压缩机正常运行中可能发生故障的原因之一。
因此，针对离心式压缩机运行中发生喘振现象，应釆取相应的有效措施加以控制，才能确保空心压缩机正常平稳的运行。
1离心式压缩机的工作原理离心式压缩机正常运行中的工作原理具体如下：压缩机在正常运行过程中，气体将会随着压缩机的叶轮而旋转，同时也会因受离心力的作用被甩出，大量的流进压缩机的扩压器中，在叶轮处形成一个真空地带，与此同时，一些末经处理的外界新鲜空气会逐渐流入叶轮中，通过叶轮不停的旋转，对气体不断的吸入又甩出，从而使气体可以保持连续不断的流动。
2离心式压缩机喘振出现的原因及影响因素2.1离心式压缩机出现喘振的原因第一，离心式压缩机系统受到的压力过大时，会造成喘振现象，具体原因有以下几点：(1)离心式压缩机在正常运行的状况下，突然停止工作，而压缩机内所存的气体未及时清空。
(2)压缩机管道出口处的逆止阀发生失灵现象，导致使用受阻。
(3)气体在阀门处聚集的容量过大，当气体进入压缩机的出口时，气体的流量发生了强烈的下降趋势，这种情况下，使压缩机的防喘系统没有足够的完成投自动的时间。
第二，空心式压缩机吸入的气体流量不足。
当压缩机正常运行过程中，吸入的气体流量如果低于喘振流量时，空心式压缩机的管道入口处的过滤器会出现异常。
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。
离心式压缩机喘振的原因分析及处理
离心式压缩机喘振的原因分析及处理摘要：离心式压缩机喘振现象的发生主要取决于管网的特性曲线和离心式压缩机的特性曲线。
本文对离心式压缩机特点、喘振现象、产生的危害、判断方法、发生原因进行了总结，并提出了相应的预防措施。
关键词：压缩机;喘振;预防措施喘振是离心压缩机特有的一种现象，它是危害压缩机结构的主要原因之一，在工艺流程中应尽力避免压缩机喘振现象的出现。
根据石化企业压缩机机组现场应用反馈，机组发生喘振现象比较普遍，有些机组甚至频繁发生喘振，给企业安稳生产及经济效益造成了一定的影响。
1.喘振原因喘振作为离心式压缩机运行中的一-种特殊现象，易造成气流往复强烈冲击，严重影响压缩机运行部件，是造成运行事故的主要因素。
喘振是离心式压缩机本身固有的特性，导致喘振产生的因素有两方面:内在因素是由于离心式压缩机中的气流在一定的条件下出现了“旋转脱离”这种状况:而外在因素是由于离心式压缩机管网系统的特性。
2.离心机的特点离心式压缩机是具有处理气量大、体积小、结构简单、运转平稳、维修方便等特点，应用范围广。
但由于离心机本身结构所限，仍然存在短板，在压力高、流量小的场合会发生喘振，且不能从设计上予以消除。
3.离心式压缩机喘振的危害、现象及判断3.1喘振的危害喘振是当离心式压缩机的进口流量减少至一定程度时所发生的一种非正常工况下的振动，气体流量、进出口压力出现波动，从而引起压缩机转速及工艺气在系统中产生周期性振荡现象。
喘振的危害:（1）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)大幅波动，破坏了工艺系统的稳定性;（2）使压缩机叶片发生强烈振动，叶轮应力大幅增加，噪声加剧;（3）引起动静部件的摩擦与碰撞，使压缩机的轴发生弯曲变形，严重时会产生轴向窜动，使轴向推力增大，发生烧毁止推轴瓦甚至扫膛事故;（4）加剧轴承、轴瓦的磨损，破坏润滑油膜的稳定性，使轴瓦合金产生疲劳裂纹，甚至发生烧瓦抱轴等事故;（5）损坏压缩机的机械密封及轴封，使压缩机效率降低，同时由于密封的损坏会造成工艺气泄漏，极易引发火灾、爆炸等事故;（6）影响驱动机的正常运转，干扰操作人员的正常操作，使一些仪表、仪器的测量准确性降低甚至损坏。
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晋升任职资格送审论文评审表论文编号：＿＿＿＿＿＿＿专业：生产过程自动化论文题目：离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型内容摘要：离心式压缩机在工业生产中的应用越来越广泛。
本文对离心式压缩机的固有特性喘振进行了详细的分析。
重点分析了乙烯装置裂解气压缩机防喘振系统的独特设计、工作原理及在TPS控制平台上的逻辑实现，并对防喘振控制阀的合理选型进行了有益的探讨。
这为离心式压缩机防喘振控制系统的设计提供了值得借鉴的经验。
目录前言........................................... 错误!未定义书签。
第一章喘振的产生及预防.......................... 错误!未定义书签。
一、喘振的产生过程..................................................... 错误!未定义书签。
二、喘振的预防......................................................... 错误!未定义书签。
三、常用的防喘振控制系统............................................... 错误!未定义书签。
第二章乙烯装置裂解气压缩机的防喘振控制.......... 错误!未定义书签。
一、概述............................................................... 错误!未定义书签。
二、防喘振控制系统的实现............................................... 错误!未定义书签。
第三章防喘振控制阀的合理选型.................... 错误!未定义书签。
一、合理选型防喘振阀，至关重要......................................... 错误!未定义书签。
二、防喘振控制阀计算的步骤............................................. 错误!未定义书签。
三、以防喘振控制阀FV205为例说明阀门选型的计算......................... 错误!未定义书签。
第四章结束语................................... 错误!未定义书签。
前言随着石油化学工业不断的向大型化发展，越来越多的要求压缩机向高压、高速、大容量、高度自动化水平方向发展。
离心式压缩机由于有调节性能好、控制气量范围大、运行效率高，维修简单，较好的经济性能等特点，因此在大型化工装置中离心式压缩机使用的越来越多。
在某厂乙烯装置中，裂解气压缩机（GB201）、丙烯压缩机（GB501）、乙烯压缩机（GB601）、三元制冷压缩机（GB801）都采用的是离心式压缩机。
虽然离心式压缩机的应用非常普遍，但压缩机在运行过程中，有可能出现一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现剧烈震荡，同时压缩机本身也会剧烈震动，并发出“哮喘”似的吼叫声，这种现象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，且对压缩机本身来说危害巨大，因此必须设置相应的防喘振控制系统，以确保压缩机的安全运行。
第一章喘振的产生及预防一、喘振的产生过程图1-1为离心式压缩机的P-Q特性曲线。
P BP入口流量m A D图1-1 离心式压缩机特性曲线曲线上的A点为压缩机正常工作点，压缩机的转速为N。
当压缩机减低负荷，流量逐渐减小到Qm时，工作点将由运转下限B点突变到C点，压缩机的出口压力就由PB 突变到PC，在此变化瞬间，与压缩机相连的管路系统的压力仍然为PB ，也即管路系统的压力PB高于压缩机的出口压力PC ，于是气流向压缩机倒流，管路系统的压力PB渐渐降低到PC。
由于压缩机在此过程中继续在运转，故一旦机内压力与管路系统压力接近时，它又开始向管路系统输送物料，则流量QC 迅速突变到QD，工作点由C点突变到D点，而D点的流量大于A点（正常工作点）的流量，超过系统的要求，管路系统压力憋高，当高到PB时，工作点又到达B 点，接着又突变到C点，反复上述过程，气体从管网向压缩机倒流，喘振重复发生。
由于压缩机在高速运转，这种循环过程进行的非常迅速因而气体由压缩机忽进忽出，使转子受到高变负荷，机体发生剧烈震动并波及到所连接的管线。
同时机器发出周期性间断的巨大噪声，使压缩机各部件轴承和密封环损坏，严重时打碎叶轮，烧坏轴瓦，使压缩机受到严重破坏。
喘振现象的发生与管网特性有关。
管网容量越大，喘振的振幅越大，频率就低；反之振幅也小，频率就高。
二、喘振的预防使压缩机发生喘振的原因很多。
一般来说，离心式压缩机在吸入气体流量小到一定程度时会产生喘振；被压缩气体吸入状态（如分子量、温度、压力等）的改变往往也是造成喘振的原因。
如裂解气压缩机，裂解气组分的改变、吸入气体压力降低、压缩后气体温度升高导致聚合生成积聚物堵塞流道等都会造成压缩机喘振。
为了防止压缩机在喘振状态下运行，采用的办法就是将压缩机出口的部分气体返回其入口。
如上面所述，离心式压缩机在某一转速下有一个喘振点流量。
如果把不同转速下不同的喘振点连接起来，就得到该压缩机的喘振边界线（如图1-2）。
此线左侧为喘振区。
防入口流量B喘振边界线图1-2 压缩机的喘振边界线喘振的目的就是使压缩机的工作点不进入喘振区。
在转速一定时，经旁路返回压缩机入口的流量Q返须≥喘振起始点流量QB与压缩机入口气体QA之差，即Q返≥QB-QA，这样一旦压缩机的气体流量减小到QB以下，就须打开旁路阀，使一部分出口气体回流到入口保持压缩机内的气量始终大于喘振点流量值QB，从而避免了喘振。
三、常用的防喘振控制系统目前主要有两种防喘振控制系统实现压缩机的防喘振控制。
一种是旁路返回的气体流量值为定值；另一种是在满足Q返≥QB-QA的情况下，旁路返回的气体流量随压缩机运行工况不同而改变的防喘振调节系统。
对于第一种防喘振调节系统叫固定极限流量防喘振也叫最小流量控制。
在压缩机及管路系统一定的条件下，当压缩机的流量小于某一数值以后，压缩机即发生喘振。
我们可用如图1-3所示的调节系统使压缩机的流量始终保持大于某一定值流量。
这类方案可靠性高，使用于相对固定转速的离心式压缩机，但转速降低时，容易浪费能源。
图1-3 固定极限流量防喘振离心式压缩机的另一种防喘振调节系统为可变极限流量防喘振。
这种调节方案可使压缩机在不同的转速（即不同的负荷）下有不同的喘振极限流量。
它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裕量（通常为3%～5%）的防喘振控制线（图1-4）所示，通过防喘振控制线的轨迹确定防喘振调节器的给定值，确保压缩机运行在喘振控制线的右侧。
这种控制方式一般用于负荷可能经常波动的离心式压缩机。
其调节系统简图如图1-5所示。
出口入口流量B1-4 防喘振控制线的确立图1-5 可变极限流量防喘振第二章乙烯装置裂解气压缩机的防喘振控制一、概述裂解气压缩机（ES-GB201）是乙烯装置的关键设备，它运行的好坏直接影响着乙烯装置的安稳长满优运行。
本厂乙烯装置裂解气压缩机GB201使用的是三菱重工生产的三缸五段蒸汽透平式离心压缩机。
DCS控制系统应用的是Honeywell的TPS系统，该系统有线性输出、温压补偿和低选的功能,为实现压缩机防喘振自动控制提供了平台。
二、防喘振控制系统的实现GB201为三缸五段压缩机，从前面的论述可以看出，为了防止喘振的产生，要求各段入口流量至少不能低于正常流量的75%，否则将可能发生喘振。
因此GB201共设计了两套防喘振控制系统。
在前三段设计了一个以三段出口流量为测量值而控制三段出口到一段入口流量的控制系统FIC205（简称三返一），这样保证了三段出口流量，从而也就保证了一、二段的流量。
与此相仿，在四五段设置一套以五段出口流量为测量值控制五段出口至四段入口流量的控制系统FIC275（简称五返四）。
由于压缩机正常运转时的负荷相对稳定，因此采用了固定极限流量（流量加温压补偿）的方法来防止喘振的产生。
下面分别对GB201的两套防喘振控制系统进行说明。
（一）三返一防喘振控制系统及其实现对于三返一简要的工艺流程图如图2-1所示：FV205图2-1 三返一防喘振控制系统三返一防喘振控制系统的组成仪表位号控制点名称范围制造厂家FT205 FE205三段出口流量检测（差压变送器）节流装置（文丘里管）0~250KNm3/h RosemountFC205 PT203流量控制器压力变速器0~RosemountTE204 FV205热电偶防喘振调节阀0~200o CFisher控制系统在ＤＣＳ上的控制原理图如图２－２所示。
FV205FOPT203 TE204 FT205203PI204TA205FC205FY 205FI0~1.5MPaG PVPV0~200°CabZ a PVPVabSPOP0~250kNm3/hZ a图２－２三返一防喘振控制原理三返一控制系统在Honeywell TPS上的实现由于裂解气三段出口标准流量会随着出口压力和温度的变化而变化，因此设置了出口流量的温度和压力补偿。
在这里温度取自信号TE204，压力取自信号PT203，这两个信号的检测点都取自压缩机三段出口。
控制器FC205为带温压补偿的控制器，其输出的计算式如下：FO =F1×× (1)FY205为实际压缩因数计算器，其输出Za可用下面的公式计算： Za=Zb×Kp×Kt (2)几个参数的含义：F1：FI205的测量值（KNm3/h）FO: FC205温压补偿后的输出值（KNm3/h）Pb：设计基准压力（）Tb：设计基准温度（91℃）Za：实际压缩因数（compressibility factor）Zb：基准压缩因数（）Kp：在Tb温度下对Z的修正系数Kt：在Pb压力下对Z的修正系数a： PI203的测量值b： TA204的测量值注1：Kp/Kt的值由修正系数图F205P和F205T所示曲线决定；注2：如果压力或温度值超出修正系数图上的范围，则Kp/Kt将保持最后一个显示值；Kp和Kt的修正系数图图2-3为FY205的修正系数Kp（F205P）图2-3 在基准温度下FY205的修正系数Kp图2-4为FY205的修正系数Kt（F205T）图2-4 在基准压力下FY205的修正系数Kt（二）五返四防喘振控制系统及其实现对于五返四防喘振系统来说，其与三返一系统类似。
下面简要说明一下。
五返四防喘振控制系统的组成仪表位号控制点名称范围制造厂家FT275 FE275五段出口流量检测（差压变送器）节流装置（文丘里管）0~250KNm3/h RosemountFC275 PT255流量控制器压力变速器0~5MPaG RosemountTE206 FV275热电偶防喘振调节阀0~200o CFisher控制系统在ＤＣＳ上的控制原理图如图２－5所示。