离心式压缩机喘振现象与调节方法
离心式压缩机喘振产生的原因分析及解决方案
离心式压缩机喘振产生的原因及解决方案一一离心式压缩机是工业生产中的重要设备，其具有排气量大、结构简单紧凑等优点，但也存在一些缺点如稳定工况区间较窄、容易发生喘振。
喘振给压缩机带来危害极大，为了保障压缩机稳定运行，必须应用有效的防喘振控制。
本文主要介绍了离心式压缩机喘振产生的原因，详细叙述了压缩机防喘振的意义与方法，以离心式空气压缩机为例，基于霍尼韦尔DCS系统如何实现防喘振控制。
离心式压缩机的工作原理随着我国工业的迅速发展，工业气体的需求日益增长，离心式压缩机因其优秀的性能及较大的排气量而被广泛应用于工业生产中。
在离心式压缩机中，汽轮机（或电动机）带动压缩机主轴叶轮转动，在离心力作用下，气体会被甩到工作轮后面的扩压器中去。
而在工作轮中间形成稀薄地带，前面的气体从工作轮中间的进气部分进入叶轮,由于工作轮不断旋转，气体能连续不断地被甩出去，从而保持了气压机中气体的连续流动。
气体因离心作用增加了压力，以很高的速度离开工作轮，经扩压器后速度逐渐降低，动能转变为静压能，压力增加，同时气体温度相应升高，在单级压缩不能达到压力要求的情况下，需要经过多级压缩，压缩前需要经过气体冷却器冷却，经过这种多级冷却多级压缩后，最终达到气体压缩的目的。
喘振产生的原因喘振是目前离心式压缩机容易发生的通病。
离心式压缩机的操作工况偏离设计工况导致入口流量减小，使得压缩机内部叶轮、扩压器等部件气流方向发生变化，在叶片非工作面上出现气流的旋转脱离，造成叶轮通道中气流无法通过。
该工况下，压缩机出口压力及与压缩机联合工作的管网压力会出现不稳定波动,进而使得压缩机出口气体反复倒流即“喘振”现象。
另外，压缩机的吸入气体温度发生变化时，其特性曲线也将改变，如图1、图2所示，这是压缩机在某一恒定转速情况下，因吸入气体温度变化时的一组特性曲线。
曲线表明随着温度的升高，压缩机易进入喘振区。
图1离心压缩机的性能曲线图2温度对性能曲线的影响喘振现象的发生，由于气体反复倒流，会打破压缩机原有的运动平衡，导致转子的振动增大，在旋转中与定子接触摩擦，通常监控上的表现为压缩机出口的压力反复波动，轴承温度逐渐升高。
离心式压缩机特性曲线与喘振现象初探
五、产生、影响喘振的因素
以上几种情况都是 因压缩机性能曲线 下移而导致喘振的 ，管网性能并未改 变。 有时候则是因为管 网性能曲线发生变 化（例如曲线上移 或变陡）而造成喘 振。
五、产生、影响喘振的因素
某压缩机原在A’点工作，后来因为生产系 统出现不稳定,管网中压力大幅度上升，管 网性能曲线由2上移到线2’（此时压缩机 的性能曲线未变），于是压缩机出现了喘 振。 还有一种类似情况就是当把排气管阀门关 得太小时，管网性能曲线变陡，一旦使压 缩机的工作点落入喘振区，喘振就突然发 生。
五、产生、影响喘振的因素
当某种原因使压缩机和管网的性能都发生变化 时，只要最终结果是两曲线的交点落在喘振区 内，就会突然出现喘振。譬如说在离心压缩机 开车过程（升速和升压）和停车过程（降速和 降压）中，两种性能曲线都在逐渐变化，改变 转速就是改变压缩机性能曲线，使系统中升压 或降压就是改变管网性能曲线。在操作中必须 随时注意使两者协调变化，才能保证压缩机总 在稳定工况区内工作。
假设压缩机不是在A点而是在某点A1工况下工作，由 于在这种情况下，压缩机的流量G1大于A点工况下的 G0，在流量为G1的情况下管网要求端压为PB1，比压 缩机能提供的压力PA1还大△P，这时压缩机只能自动 减量（减小气体的动能，以弥补压能的不足）；随着 气量的减小，其排气压力逐渐上升，直到回到A工况 点。 假设不是回到工况点A而是达到工况点A2，这时压缩 机提供的排气压力大于管网需要的压力，压缩机流量 将会自动增加，同时排气压力则随之降低，直到和管 网压力相等才稳定， 只有两曲线的交点A才是压缩机的实际工作点。
因此在恒压运行工况下相对分子质量越小越容易发生五产生影响喘振的因素五产生影响喘振的因素423202122以上几种情况都是因压缩机性能曲线下移而导致喘振的管网性能并未改有时候则是因为管网性能曲线发生变化例如曲线上移五产生影响喘振的因素五产生影响喘振的因素423202123某压缩机原在a点工作后来因为生产系统出现不稳定管网中压力大幅度上升管网性能曲线由2上移到线2此时压缩机的性能曲线未变于是压缩机出现了喘还有一种类似情况就是当把排气管阀门关得太小时管网性能曲线变陡一旦使压缩机的工作点落入喘振区喘振就突然发五产生影响喘振的因素五产生影响喘振的因素423202124当某种原因使压缩机和管网的性能都发生变化时只要最终结果是两曲线的交点落在喘振区内就会突然出现喘振
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。
喘振原因及常用解决办法
喘振是透平式压缩机也叫叶片式压缩机在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;离心式压缩机是透平式压缩机的一种形式,喘振对于离心式压缩机有着很严重的危害离心式压缩机发生喘振时,典型现象有：1压缩机的出口压力最初先升高,继而急剧下降,并呈周期性大幅波动；2压缩机的流量急剧下降,并大幅波动,严重时甚至出现空气倒灌至吸气管道；3拖动压缩机的电机的电流和功率表指示出现不稳定,大幅波动；4机器产生强烈的振动,同时发出异常的气流噪声; 5离心机在极端部分负荷、冷却有问题时会发生目前来说解决喘振常用的方法：①在压气机上增加放气活门,使多余的气体能够排出;②使用可调节式叶片;③确保压气机足够流量;喘振的内部原因当气体流量减少到一定程度时,压缩机内部气流的流动方向与叶片的安装方向发生严重偏离,使进口气流角与叶片进口安装角产生较大的正冲角,从而造成叶道内叶片凸面气流的严重脱离;此外,对于离心式压缩机的叶轮而言,由于轴向涡流等的存在和影响,更极易造成叶道里的速度不均匀,上述气流脱离现象进一步加剧;气流脱离现象严重时,叶道中气体滞流,压力突然下降,引起叶道后面的高压气流倒灌,以弥补流量的不足和缓解气流脱离现象,并可使之暂恢复正常;但是,当将倒灌进来的气体压出时,由于流量缺少补给,随后再次重复上述现象;这样,气流脱离和气流倒灌现象周而复始地进行,使压缩机产生一种低频高振幅的压力脉动,机器也强烈振动,并发出强烈的噪声,管网有周期性振荡振幅大频率低并伴有周期性吼叫声,压缩机振动强烈机壳轴承均有强烈振动并发出强烈的周期性的气流声,由于振动强烈轴承液体润滑条件会遭到破坏,轴瓦会烧坏转子与定子会产生摩擦碰撞密封元件将严重破坏;离心式压缩机在生产运行过程中有时会突然产生强烈振动气体介质的流量和压力也出现大幅度脉动并伴有周期性沉闷的呼叫声以及气流波动在管网中引起的呼哧呼哧的强噪声这种现象通称为压缩机的喘振工况,压缩机不能在喘振工况长时间运行一旦压缩机进入喘振工况操作人员应立即采取调节措施降低出口压力或增加入口流量使压缩机工况点脱离喘振区实现压缩机的稳定运行;从上述分析可以看出喘振不仅与叶轮流道中气体的旋转脱离有关而且与管网容量有密切关系管网容量愈大喘振的振幅也愈大,振频愈低管网容量愈小则喘振的振幅就小喘振频率愈高这就是喘振的内部原因;。
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。
离心式压缩机的喘振
如万一出现“旋转失速”和“喘振”，首先应立即全部打开防喘振阀，增加压缩机流量，然后根据情况进行处理。若是因进气压力低、进气温度高和气体分子量减小等原因造成的，要采取相应措施使进气气体参数符合设计要求；如是管网堵塞等原因，就要疏通管网，使管网特性优化；如是操作不当引起的，就要严格规范操作。
离心式压缩机为什么设置轴位移保护措施？
油温过低，会使油的黏度增加，从而使油膜润滑摩擦力增大，轴承耗功率增加。此外，还会使油膜变厚，产生因油膜振动引起的机器振动。因此，润滑油进油温度不应低于25℃，出油温度不高于60℃。
油温的变化可以通过加热器及冷却器的冷却水流量的大小来调节。油温过低时，可启动油加热器，关闭或调小冷却水流量；油温过高时，可以开大冷却水量。如果仍然不见效，应检查油压是否下降，冷却器是否脏污或堵塞，再者检查轴承是否损坏。
净化的方法很多，最简单的方法是静置沉淀，即将润滑油在沉淀槽内加热至90℃左右，进行3～4h沉淀。但这种方法只能除去部分水分；其次是蒸馏法，将润滑油进行蒸馏也可去除其中的水分。不过，通常采用分油器(系列化代号为FYQ)进行油水分离。分油器以较高的速度旋转，转速一般在4000～7000r/min。利用离心力把相对密度不同的油和水进行分离，以达到净化目的。
一、叶轮对排。单级叶轮产生的轴向力，其方向是指向叶轮入口的，如将多级叶轮采取对排，则入口方向相反的叶轮，会产生相反的轴向力，可相互得到平衡，因此，它是多级离心式压缩机最常用的轴向力平衡方法。
二、设置平衡盘。平衡盘也是离心式压缩机常用的平衡轴向力装置，有的设置在压缩机的高压端，有的设置在压缩机的两段之间，平衡盘的高压侧与压缩机末级叶轮相通，低压侧与压缩机入口相联接或较低压力的叶轮出口相通，其外缘与气缸间设有迷宫密封，从而使平衡盘的两侧保持一定的压差，该压差会产生一个轴向力，其方向与叶轮产生的轴向力相反，从而平衡掉一部分轴向力，其大小由下列方程式计算：
离心式压缩机防喘振控制方案教案资料
离心式压缩机防喘振控制方案教案资料离心式压缩机的喘振问题是指在运行过程中出现压比过大或出现流量脉动等现象，导致振荡、噪音和设备损坏。
离心式压缩机的喘振问题是由于压缩机与系统间动态过程的不协调而引起的。
为了防止离心式压缩机的喘振问题，可以采取以下控制方案。
1.增加系统阻尼增加系统阻尼是防止压缩机喘振的一种常用方法。
可以通过增加系统的阻尼器或减震器来利用机械的阻尼效应来消除或减小振动。
通过增加系统的阻尼，可以降低系统中的共振频率，从而减小振动的幅值。
2.优化压比控制策略合理的压比控制策略也可以有效地防止压缩机的喘振问题。
一种常用的方法是在压比过大的情况下，采取相应的控制策略来限制流量以降低压比，从而避免喘振的发生。
可以根据实际情况，合理设置压比限制或控制机组内压力的变化范围。
3.合理设计压缩机系统合理的设计压缩机系统也是防止喘振问题的重要措施。
首先，需要合理选择压缩机的型号和参数，确保其操作范围内能够稳定工作。
其次，需要合理设计系统的布局和管道连接，避免过长或过短的管道。
此外，还需要对系统进行严格的工程检验和调试，确保设计要求的达成。
4.定期维护检查定期维护检查对于防止离心式压缩机的喘振问题也非常重要。
通过定期检查压缩机的工作状态、阀门的操作情况以及管道的泄漏等问题，及时发现并解决潜在的问题，可以有效地减小喘振的风险。
总之，离心式压缩机的喘振问题是一个需要注意的技术问题，需要从系统阻尼、压比控制、系统设计和定期维护等多个方面进行综合考虑和控制。
通过合理的控制措施和工作维护，可以有效地消除离心式压缩机的喘振问题，确保系统的稳定和安全运行。
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。
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离心式压缩机喘振现象与调节方法一、什么是喘振喘振是离心式压缩机的一种特有的异常工作现象，归根揭底是由旋转失速引起的，气体的连续性受到破坏，其显著特征是：流量大幅度下降，压缩机出口排气量显著下降；出口压力波动较大，压力表的指针来回摆动；机组发生强烈振动并伴有间断的低沉的吼声，好像人在干咳一般。
判断是否发生喘振除了凭人的感觉以外，还可以根据仪表和运行参数配合性能曲线查出。
压缩机发生喘振的原因：由于某些原因导致压缩机入口流量减小，当减小到一定程度时，整个扩压器流道中会产生严重的旋转失速，压缩机出口压力突然下降，当与压缩机出口相连的管网的压力高于压缩机的出口压力时，管网的气流倒流回压缩机，直到管网的压力下降到比压缩机的出口压力低时，压缩机才重新开始向管网排气，此时压缩机恢复到正常状态。
当管网压力恢复到正常压力时，如果压缩机入口流量依然小于产生喘振工况的最小流量，压缩机扩压器流道中又产生严重的旋转失速，压缩机出口压力再次下降，管网压力大于压缩机排气压力，管网中的气流再次倒流回压缩机，如此不断循环，压缩机系统中产生了一种周期性的气流喘振现象，这种现象被称之为“喘振”。
二、离心式压缩机特性曲线对于一定的气体而言，在压缩机转速一定时，每一流量都对应一个压力，把不同流量下对应的每一个压力连成一条曲线，即为压缩机的性能曲线。
如图1所示，对每一种转速，都可以用一条曲线描述压缩机入口流量Q1与压缩比P2/P1的关系（P2、P1分别为压缩机出口绝对压力和入口绝对压力）。
图1为离心式压缩机特性曲线压缩机特性线是压缩机变动工况性能的图像表示，它清晰地表明了各种工况下的性能、稳定工作范围等，是操作运行、分析变工况性能的重要依据。
（1）转速一定，流量减少，压力比增加，起先增加很快，当流量减少到一定值开始，压比增加的速度放慢，有的压缩机级的特性压比随流量减少甚至还要减少。
（2）流量进一步减少，压缩机的工作会出现不稳定，气流出现脉动，振动加剧，伴随着吼叫声，这个现象称为喘振现象，这个最小流量称为喘振流量。
每个转速下都有一个喘振流量，不同转速下喘振流量工况点的连线称为喘振线。
在喘振线左侧为非稳定工作区，而右侧为稳定工作区。
一般来说，单级工业离心式压缩机的额定转速线下的喘振流量约为额定流量的50%，多级离心式压缩机额定转速下的喘振流量一般为额定流量的70～80%。
喘振工况是小流量下的一种压缩机不稳定状况，不仅与压缩机级的设计导致的旋转失速有关，还与外管网有关。
（3）在增大流量时也会有限制，在转速不变的情况下，流量加大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现所谓“阻塞现象”。
阻塞工况也称作最大流量工况，造成这种工况有两种可能。
第一：级中流道中某喉部处气流达到临界状态，这时气体的容积流量已是最大值，在压缩机内流道中某个截面出现声速，任凭压缩机背压再降低，流量也不可能再增加，进一步加大流量成为不可能。
第二，流量增加，损失增加太多，流道内并未达到临界状态，即尚未出现“阻塞”工况，但压缩机在偌大的流量下，机内流动损失很大，所能提供的排气压力很小，几乎接近零能头，叶轮对气体做的功仅够用来克服排气管的流动阻力以维持这样大的流量，而不能提高气体的压力，继续增加流量，压缩机将在“膨胀状态”下工作。
（4）转速越高，特性线越陡，这主要是由于转速高，气流马赫数就高。
因而流量变化引起的损失增加就大，从而使得特性线变陡。
（5）多级压缩机特性线比单级特性线陡，同理，压缩机段的特性线叠加后得到整机特性线要比段的特性线陡，稳定工作范围小。
三、离心式压缩机的防喘振线从图1中可见，在转速不变的条件下，随流量的变化，P2/P1有一个最高点，将不同转速下的最高点连接起来可以得到一条曲线，称为喘振线（图中虚线）。
虚线左边的阴影部分不是稳定区，称为喘振区，虚线右边为稳定区，称为正常工作区或安全区。
在不同的转速下，最高点的轨迹近似于一条抛物线，经过实验测试及理论分析，如果将P2/P1与Q12/T1标绘，喘振点的轨迹可大体上近似一条直线，因此可写出防喘振控制响应曲线公式如下：P2/P1=a+b（Q12/T1）式中：P2为压缩机出口压力，P1为压缩机入口压力，Q1为压缩机入口流量，T1为压缩机入口温度，a、b为系数。
如果P2/P1大于[a+b(Q12/T1)]，工况是安全的，如果P2/P1大于[a+b(Q12/T1)]，则工况是危险的。
四、管网特性曲线所谓管网，一般是指与压缩机连接的进气管路，排气管路以及这些管路上的附件及设备的总称。
但对离心式压缩机来说，管网只是指压缩机后面的管路及全部装置。
这样规定后，在研究压缩机与其管网的关系时就可以避开压缩机的进气条件将随工况变化的问题，使问题得到简化。
图2左侧是压缩机与排气系统中第一个设备相连的示意图，排气管上有调整阀门。
管网特性曲线公式：P R= Pr+AQ2式中，P R位压缩机出口压力，Pr为容器中气体压力；Q为管网的体积流量；A为管道阻力计算系数。
将上式表示在右侧图上，即为一条二次曲线，它是管网端压与进气量的关系曲线，称为管网性能曲线。
管网性能曲线实际上相当于管网的阻力曲线，此曲线的形状与容器的压力及通过管路的阻力有关。
A、当从压缩机到容器的管网很短、阀门全开，因而阻力损失很小时，管网特性曲线几乎是一水平线如线1。
B、当管路很长或阀门关小时，阻力损失增大，管网性能曲线的斜率增加，于是变成线2所示。
阀门开度愈小，曲线变得愈陡，如线3。
C、如果容器中压力下降，则管网性能曲线将向下平移；当Pr为常压时，管网性能曲线就是线4。
（比如放空或者开防喘振线）可见管网的性能曲线是随管网的压力和阻力的变化而变化的。
五、离心式压缩机和管网的联合运行离心压缩机在使用时，总是和其他设备管道联系起来，和驱动机用传动机构连接起来,构成一个统一的系统。
离心式压缩机工作点：把压缩机的性能曲线Pκ-Qj同管路特性曲线Pe-Qj画在同一坐标上，横轴以Qj表示，纵轴以压力P表示，则两曲线的交点A即为压缩机的工作点。
下图是离心压缩机工作点示意图（图中用质量流量G代替容积流量），图中线1为压缩机性能曲线，线2为管网性能曲线。
当离心压缩机向管网中输送气体时，如果气体流量和排出压力都相当稳定（即波动甚小），这就是表明压缩机和管网的性能协调，处于稳定操作状态。
这个稳定工作点具有两个条件：一是压缩机的排气量等于管网的进气量；二是压缩机提供的排压等于管网需要的端压。
所以这个稳定工作点一定是压缩机性能曲线和管网性能曲线交点，因为这个交点符合上述两个相关条件。
离心压缩机究竟在哪个工况下稳定运行，显然不仅取决于离心压缩机本身的性能，而且还取决于管网的特性。
改变压缩机运行工况是由于压缩机本身（驱动机根据压缩机的需要随时与之相适应）和管网性能共同决定，因此，压缩机的调节方法原则上讲既可以借助改变压缩机的特性线，又可以借助改变管网的特性线或者两者同时改变来实现。
六、离心式压缩机喘振原因分析1、喘振的实质喘振又叫“飞动”，是离心压缩机的实际工作流量到一定程度时，气流进入叶片的方向与叶片进口角度不一致，即冲角i>0，这时在叶片的非工作面产生气体分离（旋转分离）。
当冲角达到某一值时，旋转分离区域联成一片，占据流道。
压缩机不再排气，管路中气体就会倒回来，弥补流量不足，经叶轮压缩重新流出。
这一股气打出后，流量又没了，气体又倒回来。
这样周而复始的改变流向，机器和管线中就会产生“低频高振幅”的压力脉动，并发出如“牛吼叫”般的噪音。
这实际上是气流在交替倒流和排气时产生的强大的气流冲击。
这种冲击引起机器强烈的振动，如不及时采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。
这就是“喘振”。
2、由工作曲线分析喘振原因如图所示，在边界线右侧，由工作点（控制线与压缩机特性曲线交点）变到A点，压缩比P2/P1随流量Q的增加而下降，而在边界线的左侧，由D点变为C点，压缩比P2/P1随流量的增大而增大。
假定压缩机在n2转速下工作点对应流量为Q E。
如此时有某个干扰使流量减小，由工作点变为B点，压缩比P2/P1将增大，即出口压力P2增大，并且P2能够大于后续管道阻力，这就会使压缩机的流量逐渐增大，并回复到稳定时的流量值Q A。
但如果流量继续下降到小于n2转速下的驼峰值Q C，即工作点变为D点，此时压缩比P2/P1不仅不会增大，反而会下降，也即出口压力下降，而与压缩机相连接的出口管路压力在这一瞬间将来不及变，于是就出现瞬间气体从出口管路向压缩机倒流的现象，当管网压力降低到与压缩机出口力相等时倒流停止，由于压缩机还在以原有的速度继续运转，所以压缩机又将压缩机出门倒流回来的气体重新压出，出此时开始向系统输出流量，于是工作点的流量由Q点突变到A点。
A点对应的流量Q A﹥工作点，超过了要求的负荷量，管路系统压力被逼高。
若能迅速将负荷控制在相应值Q E，系统可以稳定下来，否则将经过A点到工作点到B点到C点到D点。
不断重复上述循环，就回发生压缩机喘振。
3、引起喘振的因素当压缩机的性能曲线与管网性能曲线两者或两者之一发生变化时，交点就要变动，也就是说压缩机的工况将有变化，从而出现变工况操作。
离心压缩机的变工况有时并不是在人们有意识的直接控制下（例如调节阀门等）发生的，而是间接地接受到生产系统乃至驱动机的意外干扰而发生。
A、压缩机特性曲线改变以上5种情况都是因压缩机性能曲线下移而导致喘振的，管网性能并未改变。
（1）流量从图中可以看出，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。
从曲线可看出，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%。
（2）入口压力如图所示，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，工作点驼峰越近，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。
丙烯一车间空压机入口导叶限流降压就是此原理。
（3）入口温度如图所示，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运行曲线，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（4）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。
压缩机突然从高转速跌至低转速时，也会引起喘振。
（5）气体相对分子质量如图所示，离心压缩机在相同转速、不同相对分子质量下恒压运行的曲线，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。