喘振分析

喘振分析（精选11篇）

喘振分析 篇1

线路较长的输气管道工程, 沿线将设置有多座压缩机站, 同时由于线路较长的输气管道的输送量较大, 机组的单机功率较大, 同时需要压缩机具有较广的输送范围, 同时由于天然气的输送线路使用离心式的压缩机器, 根据其属性而言, 是速度式的压缩机, 在特定的条件下或者工作状况下将产生喘振, 对离心式的压缩机的正常工作造成了影响, 造成严重损伤时将对压缩机造成严重的损坏, 由此对压缩机的的研究和处理十分必要。

1 喘振的形成和危害

1.1 喘振的形成

离心压缩机属于旋转式设备。依据流体力学常识, 离心压缩机仅仅在最小流量上才能持续和正常工作。当离心压缩机工作流量小于最小的流量, 所输送的天然气气流在叶片的入口处跟叶片形成了一定的冲击, 致使叶片另外一侧气流边界层形成了十分严重的分离, 产生了漩涡区块, 导致了旋转脱离或者旋转失速的现象。

由于压缩机叶片难以提供足够的能量与离心压缩机导致的压能损失相等, 离心压缩机的出口压力大于进口压力, 致使气体反向流动, 从而在离心压缩机中产生了严重的脉动, 机器产生了喘振, 而在压缩机的颞部形成了气体的反向流动, 在压缩机中产生了严重的脉动, 形成了机械的喘振。而在离心压缩机内部, 机器的叶轮将增加天然气分子动能部分。天然气的实际流量将增加, 而扩压器是可将天然气分子动能转换为压能, 由此可了解到, 离心压缩机最先产生机械喘振的零件是扩压机而并非叶轮, 若是使用扇叶型的扩压机, 将具有更为明显的效果。

1.2 离心压缩机喘振危害

当离心压缩机出现喘振, 那么, 其将无法进行正常的工作。当这种情况发生后, 我们应将离心压缩机出口的压力减小。同时, 由于出口管道系统的压力大于离心压缩机的压力, 因此, 我们还要使天然气从管道系统中回流到压缩机系统, 直至管道中的压力小于压缩机出口的压力时方可停止, 这样才能让离心压缩机恢复正常工作。然而由于管道压力恢复到原有的水平时, 经过离心压缩机的气体流量进一步减少, 由此离心压缩机又将形成喘振, 如此反复将导致系统形成了周期振荡, 离心压缩机将形成了剧烈的振动, 还伴随着异常的噪声, 对机械的内部密封、叶轮以及轴承等其他的设备或者设施形成了极大的压力以及损伤, 严重时将导致离心压缩机的损坏, 同时也将于机组连接的管道系统构成了周期的振动, 致使输气管道系统中的压力表、温度表和流量计都形成了较大的摆动, 同时离心压缩机在很短的时间内部反复从空载转变为过载, 难以实现离心压缩机的运行。

2 防止喘振的措施

由于压缩机内部具有较低的实际流量, 气体容易形成旋转脱离, 常会造成离心压缩机不能进行正常的工作。这就是压缩机形成喘振的根源所在。在压缩机的现实使用中, 压缩机上面配有专门设置的喘振控制系统, 这种控制系统主要有防喘振以及自动控制系统构成, 不同生产厂商的压缩机都具有其各自的特点, 由此在实际的操作上有一定的区别, 但其运行的基本原理类似。为了防止回流的天然气温度过高防喘振回流入口的气体应通过空气冷却机进行冷却, 若是压缩机站没有空气冷却机那么需要设置专门的防喘振回流的空气冷却机。

3 防喘振控制系统的设计要求

每一套离心压缩机组带有机组控制系统, 能防止机械的喘振, 防喘振的单元由传感器、喘振控制器、变送器以及防喘振阀或回流阀几个部分构成。离心压缩机机组的喘振控制器是根据接收入口、出口压力和温度入口流量信号构成, 判断了离心压缩机的工作状态, 判断了防喘振阀和回流阀的开启或者关闭。要是缺乏了喘振控制, 离心压缩机从异常到实际喘振的发生时间十分短暂, 由此相应的设备和工艺涉及应做出准确而迅速的反应。

在离心压缩机防喘振的设计过程中入口流量设备应安装在对天然气扰动最小的为止, 同时将其设计为压缩机的满操作量程;变送器要安装在靠近测量设备尽可能近的为止, 便于减少系统的反应时间;同时还应选择合适的防喘振阀, 将其反应时间控制在1s内, 最多不超过2s, 其型号和尺寸应根据压缩机的性能以及操作的条件确定;在输送管道的实际设计过程中, 压缩机出口管道以及回流的管道容易应根据实际需求进行确定。

摘要：离心压缩机容易由于内部气体流量较低而导致的气体旋转脱离的现象, 导致了离心压缩机内部无法正常工作, 通过增加离心压缩机内部液体流量, 同时在出口处设置了单向阀防止气体倒流等措施, 则能有效防止离心压缩机的喘振, 有效保障了输气管道的持续正常运行。

关键词：离心压缩机,喘振,问题,分析

参考文献

[1]王计栓, 苑文改.离心式压缩机喘振问题研究及解决方案[J].风机技术, 2005 (3) .

[2]魏龙, 袁强.离心式压缩机的喘振及控制[J].风机技术, 2004 (1) .

[3]田春波.离心式压缩机的防喘振控制[J].石化技术, 2007 (1) .

喘振分析 篇2

喘振是风机本身固有的特性，造成喘振的唯一直接原因是进气量减小到一定值。风机运行时，当进气量减小到一定数值，气体排送会出现强烈振荡，机身剧烈振动，这种现象称之为喘振。喘振是风机所固有的特性，其出现会严重损坏风机的机体，产生严重后果。因此，在操作过程中要防止喘振的发生。

风机在运转过程中，如果进气不足，流量不断减小，小到最小流量界限时，就会在风机流道中出现严重的气体介质涡动，流动严重恶化，使风机出口压力突然大幅度下降。由于风机总是和管网系统联合工作的，这时管网中的压力并不马上降低，于时管网中原气体压力就会大于风机出口压力，因而管网中的气流就会倒流向风机，直到管网中的压力降至风机出口压力时倒流才停止。风机又开始向管网供气，风机的流量又增大，恢复正常工作，但当管网中的压力恢复到原来压力时，风机流量又减少，系统中气体又产生倒流，如此周而复始，产生周期性气体振荡现象就称为“喘振"。

喘振现象不但和风机的旋转脱离有关，还和管网系统有关。管网的容量越大，则喘振的振幅越大，频率越低。喘振的频率大致和管网容量的平方根成反比。

喘振分析 篇3

关键词：离心式鼓风机 喘振 对策

兖矿集团国际焦化公司地处山东省兖州市，是一个年产200万吨焦炭、20万吨甲醇的焦化企业。公司酚氰污水处理厂处理能力为3840m3/d，采用改良型A2/O工艺，好氧池采用微孔鼓风曝气，使用3台Spencer Power Mizer 5000多级离心式鼓风机，2开1备。离心风量5000m3/h。功率为220kW，配套电机功率为250kW。

1 喘振

1.1 产生喘振的原因 鼓风机在运转的过程中，随着流量的不断减小，进入叶栅气流的流量逐渐减小到最小值Qmin时，在这种情况下发生分离，同时沿着叶轮旋转方向，在分离区以小于叶轮旋转角速度的速度移动。鼓风机出口压力在旋转脱离逐渐扩散到整个通道时突然大幅下降。在管网中，由于没有马上减低压力，与鼓风机出口处的压力相比，进而在一定程度上增加了管网中的气体压力，进一步使得管网中的气体逐渐倒流到鼓风机中。由于低频高振幅的压力脉动，以及气流振荡现象在整个系统中周期性出现，进而容易发生很大的声响，引起机器发生振动，同时其正常工作受到严重影响，进一步产生喘振。

1.2 影响喘振的因素 通常情况下，影响喘振的因素比较多，但是归纳起来主要表现为：

①转速。离心式鼓风机在运行过程中，随着转速的变化，在不同程度上，离心式鼓风机的性能曲线发生变化。叶轮对气体所做的功随着离心式鼓风机转速的提高会进一步增加，当容积流量一定时，不断增大气体压力，在这种情况下，离心式鼓风机的性能曲线就会出现上移。

②管网特性。对于离心式鼓风机来说，其工作特点主要表现为：鼓风机性能曲线与管网特性曲线出现交点，并且工作点随着其中任何一条曲线的变化而发生改变。增大管网阻力，其特性曲线将变陡，进而在一定程度上使得工作点向小流量方向移动。

③进气状态。在实际生产过程中，受进气压力过低、背压过高等因素的影响和制约，使得鼓风机出现不同程度的喘振，进一步影响离心式鼓风机的正常运行。

2 喘振的判断及消除

2.1 判断喘振 ①对于离心式鼓风机来说，风压受鼓风机抽出风量时大、时小的影响和制约，进一步变得时高时低，并且在不同程度上，系统内气体的压力、流量等都出现波动。②风机房地面、墙壁以及房内空气等因鼓风机机体产生强烈的振动而出现明显的抖动。③噪声因鼓风机的“呼噜、呼噜”声而加大。④风量、风压、噪声等都存在周期性的变化。

2.2 消除喘振的措施 ①通过变频器进行启动。对于3台离心式鼓风机来说，由于都设置了相应的变频器。通过鼓风机二级电动机的运行频率进行适当的调低，喘振现象在一定程度上就可以消除，这种启动方式，在启动鼓风机时比较有效。

②借助出风管对离心式鼓风机进行放气处理。通过在出风管上设置相应的旁通管，当风量降到Qmin时，旁通管上的阀门就会自动打开进行放气，进气流量小、发生喘振的可能性都会在不同程度上得以消除。

③采取措施降低生物池的污泥浓度。随着负荷的增加，离心式鼓风机发生喘振的几率逐渐增大。因此，在满足相应的工艺要求的前提下，制定相应的措施或方案，在一定程度上降低生物池的污泥浓度，同时耗氧量也大大减少，并且有效降低了离心式鼓风机的工作负荷。

④制定措施，确保管路的通畅性。为了提高管路的通畅性，通常情况下，需要对进口风道过滤网进行定期、不定期的检查。在检查过程中，发现管路堵塞，需要立即更换。由于污水处理厂工作时间比较长，进而在一定程度上堵塞了曝气头，在这种情况下，需要尽快更换，降低整个管路的阻力。

⑤调整离心式鼓风机的“争风”状态。对于离心式鼓风机来说，由于采用并联的方式进行连接，当一机运行正常，另一机欲停，而备机欲开时，在这种情况下，容易造成离心式鼓风机因“争风”，导致开、停两机处于小流量状态。

⑥提供运行人员的操作技能，对运行人员加大技能培训的力度，在一定程度上避免出现操作不当，引发各种事故等。在生产运行过程中，开机时因为操作不当，出口阀门还未迅速打开，使得机组在一定程度上运行在小流量状态，进而使得离心式鼓风机发生喘振现象。

⑦为了确保离心式鼓风机正常运行，通常情况下，需要对离心式鼓风机进行定期的维护、检查及保养。检查离心式鼓风机的油温、油压等，通过检查在一定程度上使离心式鼓风机运行在最佳状态下，进而有效避免喘振现象的发生，进一步降低损失。

3 结语

在污水处理厂的日常工作中，离心式鼓风机是最重要的机械设备之一，对于离心式鼓风机来说，喘振是其固有的特性，其危害比较大。在实际生产过程中，只要快速准确的预测与判断喘振现象，同时对其进行及时的处理，就可以有效避免喘振现象的发生。

参考文献：

[1]沈傳新.污水厂TURBO离心式鼓风机的喘振原因分析及对策[J].中国给水排水，2009，25（14）：96-99.

[2]王涛，周琦.离心式鼓风机喘振原因分析及对策[J].中国给水排水，2010（06）.

空压机喘振原因的分析和处理 篇4

离心压缩机在运行过程中, 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, 这种现象叫做压缩机的“喘振”。四台离心式空压机出现喘振的次数越来越多, 严重危害设备的安全和生产的稳定, 为此, 我们分析了发生喘振的原因有以下6个因素:

1 流量

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, 压缩机容易发生喘振, 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 气体相对分子质量

离心压缩机在相同转速、不同相对分子质量恒压运行工况下, 相对分子质量越小, 越容易发生喘振。

3 入口压力

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。

4 入口温度

恒压恒转速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。

5 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, 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。

6 防喘振系统的故障

当空压机进入喘振工况后, 所设置的防喘振措施末能奏效 (自控末设、失灵或是动作滞后等) , 使空压机进入喘振。

针对喘振发生的原因, 和近几年来运行情况, 1#动力中心对防喘振采取了以下预防措施和改进。

6.1 入口压力过低时易发生喘振, 这主要是要经常检查空气过滤器的压差, 像TA38机压差应小于200mm H2O, 如果达到了这样一个压差, 滤布和滤蕊是不是有堵, 及时更换。

6.2 入口温度过度时易发生喘振, 主要是夏天时大气温度过高, 再加上动力中心风机房发热设备较多。针对这种情况, 我们在风机房的东西大门加了喷水装置降温, 在风机房的楼顶也加装了喷水装置, 增加厂房内的散热风机, 达到了一定效果, 但入口温度还是较高, 这时我们从4#、5#脱湿机出口接一小管到离心式空压机入口管道, 脱湿机的出口温度较低, 这对降低进口空气温度起到了很好的效果。

6.3 系统压力的变化也会影响喘振, 我们改进的措施是和2#动力中心的杂用管道连接, 使压力更稳定, 随着压力的变化, 及时增开或是关停小杂用空压机, 调节系统压力。这在平时的运行中, 效果较好。

6.4 当空气被压缩后, 大气中的水分凝结成水, 因吸入的空气中含有少量的铜精矿粉末, 粉末中存有一定量的硫和硫化物, 在一定温度下和水发生化学反应生成酸, 而空压机的冷却室材质为铸钢, 反应生成铁氧化物, 从表面脱落, 影响冷却效果。由于中冷器的翅片堵塞严重, 气路不畅, 容易引起喘振。有针对性地采取一些耐高温高压的防腐材料喷在中冷器室内表面, 从运行情况看, 效果较好。

6.5 单参数法——部分气流放空法

当压缩机进气量降低到接近工况时, 流量传感器传到讯号给伺服马达, 使之产生动作操纵执行机构, 即打开防喘振放空阀.于是部分气流放空, 压缩机背压立即降低, 流量就自动增加, 工况点也就远离喘振工况了, 采用这种方法将会浪费部分压缩功, 而且白白损失了部分气体。

6.6 按标准化操作, 像开停压缩机时, 很容易引起系统压力变

化, 容易引起喘振。先开机, 再慢慢加载升压, 停机时, 先开备用机, 再降压停机。加强气包的疏水。

6.7 针对近来空压机放风频繁, 动力车间通过联系厂家技术人员到现场进行喘振试验, 绘制出了空压机的实际喘振曲线 (图1) , 然后与空压机的内置防喘振斜率进行比较, 发现防喘振斜率确实过低, 导致放空区过大, 影响了空压机的利用率。通过车间领导以及机、电、工艺人员的认真讨论结合厂家的建议, 最终决定将空压机的防喘振斜率适当提高, 养活放空区, 扩大空压的正常工作范围, 修改后的曲线如图2所示。

摘要：离心压缩机具有处理量大、体积小、结构简单、运转平稳、维修量小以及压缩气体不受油污染的特点。但是它在一些特定工况下会发生喘振, 使压缩机不能正常工作, 稍有失误就会造成严重的事故。本文介绍了江西铜业集团贵溪冶炼厂1#动力中心杂用离心式空压机工作过程中喘振发生的主要因素, 并且对喘振控制方法进行比较和分析。

关键词：离心空压机,喘振,原因,分析,处理

参考文献

[1]高慎琴.化工机器[M].北京:化学工业出版社, 1992.

[2]徐忠.离心式压缩机原理 (修订本) [M].北京:机械工业出版社, 1990.

[3]魏龙, 常新忠等.离心式压缩机喘振分析及实例[J].通用机械, 2003.

基于短时能量的压气机喘振检测 篇5

及时地检测压气机喘振对提高发动机性能、保障飞行安全具有重要意义.在进入喘振状态的过程中,压气机出口总压脉动增大,短时能量亦增大.通过某型压气机节流试验数据,验证了短时能量在喘振检测中的可行性.该算法可检测模态波或突尖波扰动引起的喘振,信号经平方运算后提高了信噪比,算法简单,易于实现.

作 者：李长征 熊兵 吴晨 LI Chang-zheng XIONG Bing WU Chen 作者单位：李长征,LI Chang-zheng(西北工业大学,动力与能源学院,陕西西安,710072;中国燃气涡轮研究院,四川江油,621703)

熊兵,吴晨,XIONG Bing,WU Chen(中国燃气涡轮研究院,四川江油,621703)

喘振分析 篇6

关键词：防喘振原理 气路元件组成 故障分析 改进设计

中图分类号：TP27文献标识码：A文章编号：1674-098X（2013）05（b）-0084-01

喘振是风机的固有特性，喘振会对轴流压缩机造成比离心压缩机更严重的危害。为了防止压缩机进入喘振工况，在机组自控系统中，专门设置了轴流压缩机防喘振控制系统。防喘振阀为事故阀门，正常情况下为关闭状态，当风机发生喘振工况时，逐渐开启克服喘振。该文主要以八钢AV90风机防喘振阀为例，从防喘振阀门应用原理、气路组成和元件功能进行讨论，分析前期发生的故障案例，找出原设计存在的问题并实施改进方案及效果评价。

1 防喘振阀门的应用原理

在防喘振控制系统中，防喘阀是最重要的一环。八钢风机配套的是美国FISHER公司的气动调节蝶阀（气关式），此阀门除了具备调节功能以外，还具有快速打开应用特性。机组正常运行时防喘振阀门电磁阀得电，防喘阀接收4-20mA的模拟信号，控制阀门部分开启或关闭，当机组安全运行信号或联锁停机信号时，电磁阀接收逻辑顺控发出的数字量控制信号，防喘振阀在极短的时间内快速打开，防止压缩机组进入喘振区域，避免了大型設备的损坏。

2 防喘振阀门的气路元件组成

如图1所示。

3 气路控制原理

整个气路的功能在正常情况下实现精确的阀位控制，快开慢关；在紧急情况（失气、失电）下快速打开阀门以保护风机。

正常情况下，两个电磁阀带电，对三通电磁阀，1和2通；两通电磁阀，1和2断开。这时经过过滤减压后的空气分成三路，一路经单向阀到四通，然后到2625、储气罐、377的F口；一路经三通电磁阀后，到377的SUP口，SUP口的气压压缩377内部弹簧，这样在377内部气路中，A口和B口通，D口和E口通；另一路到DVC6020的SUP口，作为DVC的气源。当控制信号（控制系统PLC输出到DVC6020的4-20MA信号）增大时，定位器A口输出增大，B口输出减小；增大的A口气压经377AB口、快排阀后作用在汽缸（1061执行机构）上腔；B口的气压经377DE口作为气路放大器2625的输入信号，控制2625输出到气缸（1061执行机构）下腔的压力，活塞往下运动，阀门开口度减小。反之，控制信号减小，定位器A口输出减小，B口增大，这时由于有快排阀和气路放大器2625的作用，活塞快速往上运动，阀门实现快开。当机组安全运行信号或联锁停机信号时，电磁阀接收逻辑顺控发出的数字量控制信号，防喘振阀在极短的时间内快速打开。

当电磁阀失电，对三通电磁阀，1和3通，两通电磁阀1和2通；这时，377SUP口的压力经三通电磁阀3口卸掉，377在内部弹簧的作用下，气路发生转换，B口和C口通，E口和F口通；储气罐的气加上气源的气经377FE口后作为气路放大器2625的控制信号，由于这时储气罐的气压很高（等于减压阀出口压力），使2625全开，储气罐里的气和气源的气以最大流量经2625进入汽缸下腔，上腔的气经快排阀、两通电磁阀快速排向大气，阀门快速打开。

当失气时，由于有单向阀的存在，使得储气罐的压缩空气不致倒流。整个原理同失电一样，只是使阀门快开的只有储气罐里的压缩空气。

4 防喘阀故障开启的分析

分析阀门故障开启的原因：（1）由于气源管路及控制元件的安装方式较为集中，且控制元件依靠铜管作为连接支持；当防喘阀小角度开启放风时，必然会造成放风管道的振动，振动由阀体传至气源管路及控制元件，从而造成气源铜管与控制元件接头处扭力和摩擦，长期的振动会导致此接头处的铜管断裂，导致防喘阀故障开启；（2）防喘阀的定位器安装在阀门气缸的下部，长期的管路共振对阀门定位器内部元件及反馈杆都有一定程度的损坏，且此类故障不易被维修人员发现，对阀门的控制及调节精度产生的较大影响。

5 针对防喘阀故障的设计改进

对防喘阀气路控制部分改进设计实施后，经过在线调试和运行效果评价，从根本上解决了防喘阀在放风时管路振动对阀体气路及控制元件的损坏，保证了防喘阀的安全可靠运行和快速调节风机工况的需求。

参考文献

喘振分析 篇7

空气压缩机是气源站供抽气系统的重要组成部分, 是满足气供应需求的重要器件。喘振现象是空气压缩机的固有特性, 当发生喘振时, 空气压缩机内的喘振气流会对其造成强烈的冲击从而影响压缩机工作, 对压缩机产生损坏。因此, 对空气压缩机的喘振现象进行分析并研究克服喘振的方法, 可以有效延长空气压缩机的寿命, 维持空气压缩机可靠稳定工作, 保障气源站的供抽气需求, 具有重要的经济意义和科研意义。

1 喘振及其危害

喘振是空气压缩机中的流量减少到一定程度时, 压缩机中的空气受到周期性的吸入和排出, 入口气体流量减小到最小值时, 出口压力会突然下降, 管网内压力降高于出口的压力, 于是管网内的气体会倒流回压缩机内, 直到出口压力升高到与管网压力相同时为止, 压缩机再次工作送气, 当流量再次减小到最小值时, 管网中的气体又产生倒流, 如此产生周期性振动。喘振的产生和管网的容量有关, 管网的容量越大则发生喘振时的振幅越大, 喘振越强烈。因此, 管网的容量和喘振是一对不可调和的矛盾, 要想满足气源站的大容量供气需求必须要增大管网容量, 但是管网容量的增大势必会造成喘振现象更加强烈, 对空气压缩机和供气系统产生负面影响。

喘振是空气压缩机的一种非正常振动, 会破坏机器内部空气的流动规律, 产生机械噪声, 造成空气压缩机工作部件的剧烈振动, 从而加速了轴承和密封装置的老化速度, 降低了空气压缩机的寿命。如果喘振使得管网、压缩机产生共振还会造成更严重的后果, 如仪表失灵、甚至空气压缩机报废等。

2 喘振现象及原因分析

从喘振现象中可以看出, 产生喘振的原因是机组进口流量低于机组特征性能喘振极限流量, 产生“旋转脱离”现象, 使短期机组出口管网压力大于机组出口压力而产生压缩空气回流。机组喘振特性曲线如图1所示, 由特性曲线可以看出, 产生喘振的主要原因是在不同压比工况条件下, 机组进口流量达不到机组对应工况的喘振极限流量。

目前我院211厂房K350、K50机组防喘系统均采用放空防喘方式, 且所有防喘阀门均为手动阀门;需要运行人员定时现场巡视, 当发现机组发生喘振时在现场通过手动防喘阀进行补气。由于对气源站供抽气量要求的不断增加以及对空气压缩机机组长时间工作的要求提高, 因此有必要提高气源站压缩机自动控制和机组使用性能。做好机组运行过程中的安全保护工作对于提高机组使用性能有着举足轻重的作用。如果机组喘振则机组会同它的外围管道一起产生大幅度共振, 使压缩机的转子和定子的元件经受交变的动应力, 级间压力失调引起强烈的振动还会使密封和轴承损坏, 甚至发生转子与定子元件相碰, 压送的气体外泄、引起爆炸等恶性事故。所以防喘振系统是压缩机运行中一套至关重要的安全保护装置, 如何提高空气压缩机机组的自动控制能力, 在机组将要出现喘振时仿喘系统可以自动调节进行智能仿喘的安全保护是非常必要的。

3 升级改造方案

由喘振特性曲线和喘振现象看出, 导致喘振发生的主要原因是进口流量达不到工况要求时造成的;目前空气压缩机自动防喘系统应用较广泛的主要有定极限流量法、变极限流量法和定压比回流法。

3.1 定极限流量法

定极限流量法主要是通过选取不同转速极限喘振流量的最大值的7%~10%, 然后将该值作为一个逻辑判断点, 通过逻辑控制方式对机组有可能出现喘振工况进行事先补充进气流量或压缩机出口补气降低机组出口管网压力的方式来防止喘振的发生。这种方法的控制系统比较简单, 缺点是机组低负荷运行时, 防喘系统过早投入运行, 能耗损失非常大。

3.2 变极限流量法

变极限流量法则是结合机组在不同转速工况下的喘振特征进气流量曲线, 将防喘系统逻辑判断条件设置为相应工况下喘振极限流量的7%~10%, 然后根据逻辑控制方式对机组出现喘振工况前进行提前补偿进气流量或在压缩机出口补气降低机组出口管网压力。这种方法是一种更优于定极限流量法的防喘方法, 但该方法对测控系统测试数据精度较高, 且要求逻辑运算器的逻辑运算能力较强。

3.3 定压比回流法

该防喘方法将机组满足试验需求的常用工况的最小流量状态 (即节流运行或抽真空状态的低负荷运行状态) 时机组喘振极限状态的最小压比作为防喘系统逻辑判断点, 这一防喘系统设计跳过了以往在设计防喘系统时, 直观地由防喘现象产生直接原因是由于进气流量不足, 而锁定由流量作为状态参数来设计防喘系统的思路, 直接跳过现阶段流量测量装置精度较差的瓶颈;该防喘系统在实际投运过程中能较好地起到防喘的作用, 但其缺陷如定极限流量法相似, 由于其判断条件选择的局限性, 可能会导致防喘系统过早投入运行, 造成部分能耗损失。

3.4 升级方案的选择

定极限流量法和变极根流量法均以测量流量为逻辑判断依据, 而现阶段流量测量装置均有测量装置前、后直管段要求 (一般前直管段要求5~20D, 后直管段要求3~5D) , 且测量精度难以保证。现有气源厂房压缩空气管网结构紧凑, 安装空间限制, 几乎不能满足流量测量装置前、后直管段要求, 所以流量测量误差相对较大, 目前根据气源站运行情况, 不能将测量流量设定为防喘系统动作的一个逻辑判断点。

在前两种方法中, 均有采用放空防喘和回流防喘的成功案例;根据防喘产生的两个相关联的要素分别是进口流量低, 机组出口管网压力高于机组出口压力;所以采用放空防喘和回流防喘都能达到防喘的目的, 但回流防喘方式则是将机组出口高压气体引至机组进口, 这样在提高机组进口流量的同时降低机组出口管网压力, 这种调节方式更快速, 调节效率更高, 并且回流防喘系统正好与机组可组成一个回路, 该系统还可以防止机组进出口管网阀门突然失效而导致进出口阻塞而造成的机组喘振事故。

结合以上两种因素根据我院试验性地对多台机组使用定压比式回流防喘系统的使用效果来看, 该方法能较好地满足我院现阶段机组防喘的要求, 可以采用定压比式回流防喘进行机组防喘振系统的升级改造。

4 结论

采用定压比回流法对仿喘系统进行升级改造可以解决人工仿喘不及时的问题, 能够自动监控并及时发现喘振现象, 有效提高仿喘效率, 降低了操作人员劳动成本, 达到了更好的仿喘效果。

参考文献

[1]高路, 张喜杰.空气压缩机喘振原因分析及对策[J].化工机械, 2009 (5) .

[2]吴朝福, 郭挺.空气压缩机的喘振原因及预防措施[J].大氮肥, 2010 (1) .

喘振分析 篇8

关键词：压缩机,喘振,防喘,分析

1 压缩机组工程概述

西气东输站场有罗斯-罗伊斯 (Rolls——Royce简称罗罗) 公司和美国通用电气 (简称GE) 公司生产的两种航改型燃气轮机机组。在西气东输燃气轮机机组中, 燃气轮机的主要作用是使气体的动能转化为机械能, 带动离心式压缩机。离心压缩机的主要作用是, 将上游来的低压天然气进行升压分输至下游用户。

2 压缩机的喘振分析

研究压缩机, 可以先从压缩机内部的非定常流动入手, 对研究研究压缩机有很大帮助。压缩机拥有比较复杂的工作稳定性, 基本分为利用失速和喘振原理的气动非稳定性和利用颤振原理的气弹非稳定性。逐步减小压缩机或者压缩机系统流量, 将促使压缩机改变工作地点, 如果越过喘振或者时速线, 压缩机的工作将会发生不稳定情况。压缩机的不稳定现象我们主要研究其中的气动不稳定现象, 研究结果将这种现象总结成旋转失速和喘振两种情况。下面我们对压缩机的喘振进行分析和讨论[1]。

2.1 喘振的原理

喘振的产生:压缩机在运转过程中, 流量不断减少, 小到最小流量界限时, 就会在压缩机流道中出现严重的气体介质涡动, 流动严重恶化, 使压缩机出口压力突然大幅度下降。由于压缩机总是和管网系统联合工作的, 这时管网中的压力并不马上降低, 因而管网中的气流就会倒流向压缩机, 直到管网中的压力降至压缩机出口压力时倒流才停止。压缩机又开始向管网供气, 压缩机的流量又增大, 恢复正常工作, 但当管网中的压力恢复到原来的压力时, 压缩机流量又减小, 系统中的气体又产生倒流, 如此周而复始, 产生周期性气体振荡现象就称为喘振。

它是一种周期性的现象, 它能在压缩机机械部件上产生很大应力。压缩机必须防止喘振, 决不允许压缩机在喘振情况下运行。

如图1所示。

2.2 喘振产生的原因

造成离心压缩机喘振的原因涉及到:工艺专业、仪表自控专业及部分设备专业等知识, 其复杂程度不是我们一篇论文就可以阐述的。我们压气站为联动设备为透平驱动离心压缩机系统, 涉及的知识就更多。如果放开来, 足可以写上一本书, 所以我们在这里只能提供大概的思路。

工艺操作系统引起的离心机喘振因素有以下几点。

(1) 各段吸入流量严重不足, 导致喘振; (2) 某段的吸入口压力过低导致喘振; (3) 由于段间发生堵塞, 造成实际吸入不足导致喘振; (4) 离心机设备内部转子或扩压孔道中有液体的羁留导致喘振; (5) 压缩机的末段出口下游压力高于压缩机出口导致喘振; (6) 压缩机某段吸入少量液体; (7) 在开车过程中操作不当, 如打开末段出口大阀和关闭防喘振阀不匹配等原因。

由设备本身原因引起的压缩机喘振的条件比较少, 可能的原因大多为错误的检修所致。

3 压缩机防喘过程分析

流量与转速成正比关系, 多变压缩能量头与转速平方成正比关系,

K1、K2、K3为常数, Hp为多变压缩能量头, sQ为流量, N为压缩机转速。

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可用如下公式来描述:

式中, Hp为多变压缩能量头;n为多变指数;T为温度;R为气体常数;M为气体分子量;dP为出口压力;sP为进口压力;Z为压缩因子。由 (1) 和 (2) 式得到:

由于:

式中, sh为入口流量计压差;β为流量计流量系数, 由孔板尺寸决定;γs为压缩机入口气体密度。由于:

由 (4) 和 (5) 式得到:

由 (3) 和 (6) 式得到如下公式:

由于是小压比, 因此:

由此得到:

由 (7) 和 (8) 得到:

由公式

得到Qs与的关系, 为2次平方关系。得到压比和流量的关系曲线, 如图2所示, 为喘振曲线[2,3]。压比Qs=0,

图3是压缩机特性图, 该图体现了压缩机内部不稳定的工作原理。压缩机动态过程中的一些关键因素, 像喘振边界线以及速度线等都在该图上有体现, 该图表现出该系统中的工作点如果在传真线的左边部分, 压缩系统工作出现不稳定状态的压力和进口流量关系。

在我们实际的压气站, 一般不会考虑喘振线右侧的实际特性曲线, 因为一旦到喘振线左侧, 会引起压缩机停机。因此我们一般不会看到压缩机的3次S型曲线, 我们只考虑如图3所示的曲线。我们在实际的压缩机中, 都会有防喘振系统, 防喘振系统在压缩机特性曲线中, 设置喘振线的右边的防喘振线来反映防喘系统的控制过程。

压缩机以恒速在稳定点m上运行。由于工艺突然波动, 工艺的流量v从m点减到r点。然而, 压缩机按照对速度的设定继续提供气流并且工艺阻力增加, 同时操作点沿曲线向n点移动 (流量减少, 压力比增加) 。

在该点n上, 喘振控制系统开始打开防喘阀, 以防止流量降至喘振线, 控制器继续打开防喘阀, 直到减少到的工艺流量v1和通过防喘阀的流量总计达到最小流量v2, 这是随着出口压力Pd的变化 (压力比) , 由来自控制线的设定点决定的。如果压缩机速度设定不变, 新的操作点n将稳定下来并由喘振控制器保持。

从工艺的观点来看, 压缩机这时理论上在不稳定区域的第r点上运行, 因为工艺仅处理了流量v3, 但事实上压缩机在控制线上的第n点上运行, 而且通过防喘阀使流量平衡 (v2–v1) 依然处于稳定区域。为了确保压缩机不能进入不稳定区域, 必须给对喘振线保持一定的安全界限 (防喘阀打开的位置界限) 。

这个控制器的输入信号是压缩机的现场信号。控制器能够控制以下各部分。

(1) 压缩机速度; (2) 入口节流阀; (3) 回流阀。

当压缩机启动时, 防喘振控制阀应该处于最大开度的位置。作为控制系统的独立部分, 防喘振控制阀被强制维持打开状态, 直到启动过程结束。

在启动过程结束时, 控制器开始对回流阀进行控制, 控制器发出的控制信号斜坡上升到达控制位置, 在这个位置上控制器开始控制阀的动作。通过对速度的调节以及入口截流阀的调节, 来实现性能图上的工作范围, 并以此来改变压缩机的出口压力以及体积流量使压缩机的工作曲线根据图的曲线变化[5]。

根据图3, 我们分析防喘振控制过程, 共有4种状况。

工作点在喘振线上方, PLC对防喘振阀的控制信号为100%, 防喘振阀全开, 电磁阀失电。

工作点在喘振线下方, PLC对防喘振阀的控制信号为100%, 防喘振阀不全开, 电磁阀带电。

工作点由2向3移动过程中, 当在防喘振线上时, PLC对防喘振阀的控制信号开始由100%逐渐递减, 直至防喘振阀全关为止;此过程, 电磁阀始终带电。

工作点由3向2移动过程中, 当在防喘振线上时, PLC对防喘振阀的控制信号开始由0%逐渐递增;当在喘振线上时, 防喘振阀的控制信号刚好为100%;此时, 电磁阀恰好失电。

4 结语

当压缩机发生喘振时, 采取合理的手段消除压缩机的不稳定工作是非常重要的。一般说来, 喘振可以通过运用控制系统阻止压缩系统工作点进入不稳定区 (喘振线的左部) , 来避免其中失喘振严重破坏压缩机的稳定性。防止离心压缩机喘振, 对操作人员的要求主要一条是操作从员应了解压缩机的工作原理, 随时注意机器所在的工况位置;熟悉各种监测系统和调节控制系统的操作, 使机器不致进入喘振区。

参考文献

[1]王书敏, 何可禹.离心式压缩机技术问答[M].北京:中国石化出版社, 2005.

[2]GE天然气压缩机操作维护手册——ANTISURGEWRITE-UPFORCOM-PRESSOR

[3]Rolls—Royce天然气压缩机操作维护手册

[4]赵晖, 李建平, 高金湘, 等.压缩机防喘振控制系统[M].内蒙古:内蒙古石油化工出版社, 2007.

喘振分析 篇9

关键词：离心式压缩机,防喘振,控制系统

引言

离心式压缩机是工业生产中的关键设备, 它具有排气压力高、输送流量小等优点, 但也存在容易发生喘振等缺陷。喘振对压缩机的危害极大, 因为一旦喘振发生, 压缩机将处于不安全工作状态, 为了保证压缩机的正常运行, 必须配备控制系统来防止喘振的发生。

1 离心式压缩机喘振特性分析

喘振是由于离心式压缩机在某一个小流量下工作时, 在叶轮和扩压器中产生强烈的气流分离引起的。离心式压缩机喘振取决于两个因素:一是内部的因素:压缩机的实际运行流量小于压缩机的喘振流量。压缩机的运行工况远离设计点, 流量小于最小值, 在叶轮和扩压器内出现气流的严重旋转脱离;二是外部因素:压缩机的出口压力低于管网压力, 造成气体倒流, 产生大幅度的振动。前者是内因, 后者是外因, 内因是在外因的促成下才发生喘振。

2 喘振的危害

喘振现象是离心式压缩机工作在小流量时的不稳定流动状态, 喘振现象对压缩机十分有害, 它的出现轻则使压缩机停机, 中断生产操作造成经济上的损失, 重则造成压缩机叶片损坏, 能引起压缩机设备报废甚至造成工作人员伤害。喘振还能破坏工艺系统的稳定性以及损坏轴承造成恶性事故, 所以防喘振是离心式压缩机控制的一个重要部分。

3 离心式压缩机防喘振控制系统

在正常情况下, 离心式压缩机的喘振是由于吸入流量的减少, 被输送气体的流量小于该工况下特性曲线的喘振点引起的。只要保证压缩机入口流量大于喘振点的流量, 系统就会工作在稳定区, 不会发生喘振。选择一个适于特定用途的的喘振控制系统, 取决于许多因素, 它包括:压缩机的种类、负荷的变化、测量元件的灵敏度、可靠性和喘振控制系统所要求的精确度。因此传统的离心式压缩机的防喘振控制方法主要有固定极限流量法和可变极限流量法两种。固定极限流量法通常用于恒速运行的离心机且一般流量调节器的给定值应大于额定喘振点流量的7%~10%;变极限流量法是采用随动防喘振流量控制系统在压缩机的不同工况下沿喘振曲线自动改变防喘振流量调节器的给定值抑制压缩机喘振的一种方法。

3.1 固定极限流量法控制系统研究

传统的压缩机类设备为达到控制流量或压力的目的, 可以采取旁通回流、阀门节流、放空等控制手段, 这些调节方式虽然简单易行, 但却是以增加管网损耗, 浪费能源为代价的。它不能充分使压缩机工作在其工况区, 因此往往造成过早启动防喘振系统, 浪费了能源, 降低了经济效益。固定极限流量防喘振控制系统见图2, 流量控制器是以Qp+S作为其设定值的防喘振控制器。当压缩机正常工作时, 控制器的测量值大于其设定值, 而回流阀是气关阀, 输出达最大值时阀门关闭;当压缩机吸入量小于其设定值时, 回流阀打开, 压缩机出口气体经回流阀返回至压缩机入口, 气量又增大到大于Qp+S值, 这样就可以有效地防止喘振的发生。

这种控制方法是使压缩机的入口流量始终保持在大于某一固定值Qp+S (S为安全裕度) 上, 又称为单参数法。Qp为正常可以达到最高转速下的喘振流量值, 从而可以避免进入喘振区运行。固定极限流量法的控制原理如上图1所示, 压缩机正常工作时入口流量大于设定值Qp+S, 则防喘振阀3完全关闭;若小于Qp+S, 则安装在排气管路或进口管路上的流量传感器1便发出通讯讯号给伺服马达2, 使伺服马达动作, 将防喘振阀打开, 使部分气体放空或返回压缩机吸入口循环使用。因此不论压缩机后续系统所需气量是多少, 由于防喘振阀的作用使压缩机入口流量始终大于喘振流量, 从而保证压缩机正常工作。

固定极限流量法控制方案简单可靠, 并且投资小, 一般适用于定转速或转速变化范围较小的机组。如果机组在转速较低的范围内运行, 会造成流量裕度大, 能量浪费很大。

3.2 可变极限流量法防喘振控制系统研究

在工艺条件波动的情况下, 压缩机进气温度、气体组分的变化、压力等都会引起压缩机性能曲线和喘振点的变化。可变极限流量法防喘振控制系统如下图所示, 流量控制器的设定值为M' (P2-a P1) , 当测量值大于该设定值时, 旁路控制阀则始终关闭;当测量值小于该设定值时, 控制器开启控制阀到一定位置, 把一部分出口气体回流到入口处, 从而增大压缩机的入口流量, 防止喘振出现, 确保压缩机的运行安全。

同一台压缩机压缩同样容积流量的气体, 压缩机给气体提供的能量不变, 多变指数不变。那么, 进气温度增大、进气压力降低、分子量减小, 都会引起排气压力的降低。可定性地得出:进气温度增大、进气压力降低、分子量减小都会使压缩机性能曲线下移。在压缩机负荷有可能通过调速来改变的场合, 可知随着不同工况、压缩比、出口压力或转速, 极限喘振流量是个变数。它随转速的下降而变小, 所以最合理的防喘振控制方法, 应是留有适当的安全裕量。变极限流量法是采用随动防喘振流量控制系统在压缩机的不同工况下沿喘振曲线自动改变防喘振流量调节器的给定值, 使防喘振调节器沿喘振曲线右侧安全控制线工作, 这样既安全又节能。采用可变极限流量法防喘振旁通阀打开点的设定很重要。设定过高时, 压缩机在低负荷下消耗更大的能量。设定过低时, 压缩机将被允许穿过喘振线而发生喘振。

3.3 防喘振技术研究方案

一般工业上防喘振控制技术方案的多是通过以下步骤获得:

(1) 根据压缩机出厂的参数 (流量、压力等) , 确定设计工况下的特性曲线和防喘振特性曲线;

(2) 通过现场的实验, 测取实际实验数据, 并根据实验和计算的数据确定实际压缩机特性曲线和防喘振特性曲线:在压缩机转速一定的条件下, 在一定范围内 (正常工作区至接近喘振线) 测取压缩机入口流量和入口、出口的压力, 并绘制当前转速下的部分压缩机特性曲线, 在此基础上进行分析计算, 确定喘振区内的特性, 绘制完整的特性曲线;监测压缩机的转速, 通过适当改变压缩机转速, 测取相应的数据, 可得到压缩机在不同转速下的特性曲线, 最终经过分析和计算可确定压缩机喘振极限曲线和安全工作线, 得到实际的压缩机防喘振特性曲线;

(3) 根据得到的实际压缩机特性曲线和防喘振特性曲线, 与理论曲线进行比较, 确定压缩机最佳工作状态, 设计压缩机防喘振控制系统;

(4) 应用工控机, 通过编制控制软件, 实时监测压缩机操作曲线, 设计控制器控制回流阀阀位, 实现无级自动, 防止压缩机喘振现象的发生, 并实现手自动切换。

4 结语

影响喘振的因素较多, 离心压缩机的基本控制要求是在压缩机安全平稳运行的情况下, 充分利用压缩机的工作区域, 在工艺要求的压力和流量范围内, 工况稳定可靠, 操作方便, 自动化程度高。为保证离心式压缩机高效、可靠地运行, 因此必须设置相应的控制系统, 对喘振现象产生的先兆加以快速准确地预测和判断, 避免喘振现象的发生, 从而保护压缩机安全平稳地运行。

参考文献

[1] 郑水成, 董爱娜.离心式压缩机防喘振控制系统设计探讨.石油化工自动化, 2004, 18 (5) :16-17.

[2] 黄钟岳, 王晓放.编著, 透平式压缩机, 化学工业出版社, 2004, 8.

[3] 郑水成, 董爱娜.离心式压缩机控制系统设计探讨, 石油化工自动化, 2004.

[4] 李刚, 徐静.压缩机防喘振的两种方法设备管理与维修2005, 4:23-24.

喘振分析 篇10

一、离心式压缩机喘振的原因分析

离心式压缩机出现喘振现象是非常常见的, 为了能够采取有效措施将喘振的危害降至最低, 相关工作人员必须要对产生喘振的原因充分掌握。经过技术人员对离心式压缩机喘振的原因进行分析, 总结出以下几种原因:

1. 引起喘振的内部因素和外部因素

离心式压缩机产生喘振并不是单纯的由内部因素或外部因素导致的, 而是在这两个方面的共同作用下产生的。内部因素指的是机器在运行的过程中, 运行工况远离设计点, 流量小于最小值, 在叶轮或扩压器内出现气流的眼中旋转脱离, 而外部因素则指的是与机器联合工作的管路系统自身所具备的一些特性, 会在机器运行过程中造成气体倒流, 同时还会产生较大的气流脉动。一般来说, 引起喘振的内部因素和外部因素具体表现在以下几个方面: (1) 单向阀门遭到破坏或者密封的严密程度没有达到指定的标准, 从而导致压缩机在卸载的时候或卸载运行过程中, 单向阀后的压缩空气回流, 造成压缩机喘振的现象发生; (2) 放空消声器主要是用来将压缩机运行过程中产生的气体排出, 如果放空消声器堵塞, 导致气体无法顺利排出, 也会在很大程度上造成压缩机喘振; (3) 在机器运行之前, 相关技术人员都会根据相关理论来对喘振区进行划分。然而, 叶轮之间的间隙一旦发生变动, 实际喘振区就会与理论的喘振区出现较大的偏移, 从而造成其他部分发生喘振; (4) 工厂用气的特性造成管网出现的压力波动也是造成压缩机产生喘振现象的原因之一。

2. 引起离心式压缩机出现喘振的其他原因

除了上述原因之外, 能够引起离心式压缩机出现喘振现象的原因还包括以下几种: (1) 进口导叶开度设置较小, 没能够达到机器的运行要求; (2) 压缩机在使用之前, 相关工作人员没有对其进行全面的检查, 其本身存在的缺陷很容易导致PIC、CIC和IIC三者同时调节的调节区域出现重叠, 引起压缩机出现喘振现象; (3) PIC、CIC和IIC三者在对参数进行控制的时候, 出现整定不合理的现象, 从而导致三者在调节上容易发生冲突, 从而导致机器的工作状态进入喘振区。

二、离心式压缩机喘振的解决办法

为了能够将离心式压缩机喘振的问题有效解决, 技术人员在了解喘振原因的基础上, 可以采取以下措施将问题解决。

1. 检查更换排气止回阀

通过对离心式压缩机喘振的现象进行分析, 工作人员观察到, 两个相同的离心式压缩机处于卸载运行过程中的时候, 止回阀的压力却并不相同, 这说明止回阀在一定程度上存在漏洞差异。因此, 工作人员在对离心式压缩机喘振的解决办法进行研究的时候, 将检查更换排气止回阀作为一项解决方案来进行。结果证明, 在更换排气止回阀之后, 离心式压缩机喘振的现象得到了很好的防治。

2. 改造放空消声器

消音器堵塞是造成离心式压缩机出现喘振现象的主要原因之一, 因此, 在对喘振问题进行解决的时候, 技术人员也应该从放空消音器的改造方面入手。在压缩机出现喘振现象之后, 工作人员首先应该将放空消声器拆卸下来进行仔细检查, 如果消声器的滤芯出现了变黑的情况, 就说明放空消声器发生了堵塞的现象, 从而导致了机器发生喘振的现象。所以, 一旦有这样的现象发生, 工作人员在对压缩机喘振进行解决的时候, 要对消声器滤芯进行了更换, 事实证明, 这种方法对压缩机喘振有所改善。但运行1周左右后, 该故障现象又重新出现, 说明在执行放空动作的时候, 在一定的时间内余气存在放空不尽的现象, 为此通过加大放空消声器尺寸来增加放空面积, 从而增加放空速度, 使卸载执行动作过程中出现的喘振现象得以解决。

3. 对叶轮间隙值进行调整

对叶轮间隙值进行调整也是解决离心式压缩机喘振现象的办法之一。对进气部分进行了拆卸, 对叶轮本身进行了清污处理同时对扩压器、气道蜗壳进行除锈并喷涂高温防腐涂料。重新对叶轮的间隙进行调整并设定喘振线。

结语:

综上所述, 随着我国工业发展脚步的不断加快, 离心式压缩机在未来的时间里, 必然会得到越来越广泛的应用。为了能够将离心式压缩机在工业发展中的作用充分发挥出来, 对于压缩机喘振的现象工作人员一定要给予高度的重视, 要将机器发生喘振的原因充分了解, 从而采取科学合理的解决措施, 尽可能将由于喘振引起的危害减小到最低, 延长机器使用寿命, 促进我国工业建设的可持续发展。

摘要：随着我国工业发展脚步的不断加快, 离心式压缩机在工业中也得到了越来越广泛的应用。起初, 离心式压缩机的应用仅仅局限在各种大型的化工厂, 随着技术人员对压缩机关键技术的不断研制, 截止到目前为止, 离心式压缩机在很多场合都取代了往复压缩机。虽然如此, 在其使用的过程中, 却仍然会出现喘振的情况, 影响机器的正常使用。本文通过对离心式压缩机出现喘振的原因进行分析, 并在此基础上采取科学合理的办法将这种问题解决。

关键词：离心式压缩机,喘振,解决方法

参考文献

[1]李辉, 王望, 殷洪洋.离心式压缩机喘振原因及其预防措施[J].《城市建设理论研究》.2012 (20)

[2]陈丙臣, 王三功.离心式压缩机喘振故障原因分析及解决[J].《中国设备工程》.2012 (11)

喘振分析 篇11

动叶可调轴流风机能够调节的范围较广, 低负荷的区域工作效率比较高且反应的速度比较快, 使得动叶可调轴流通风机被广泛应用于电力行业中。但是由于风机在工作时工作点常出现不稳定的运行, 容易导致风机发生失速和喘振等现象。

1 动叶可调轴流风机的失速与喘振现象

1.1 失速现象

轴流风机叶片通常是机翼流线型, 当冲角<临界冲角或为0时, 气流将绕过机翼使其流线平稳, 如图1 (a) 。而一旦冲角超过某一个临界值, 叶片背面的流动恶化, 使其边界遭遇破坏, 叶片背部的尾端涡流加宽, 增加了阻力, 降低了升力, 阻塞叶道, 出现失速现象, 如图1 (b) 。

1.2 喘振现象

由于瞬间内风机能头及流量发生周期性、不稳定反复变化, 使得动叶可调轴流风机产生喘振现象。动叶可调轴流风机具有驼峰型曲线的性能, 使得其存在峰值点, 而峰值点左侧是喘振区, 右侧是稳定的工作区。一旦风机工作点掉落到喘振区, 就会发生喘振现象, 给设备以及建筑物造成危害。

1.3 两者之间的区别和联系

动叶可调轴流风机发生失速现象时仍可继续运行;而出现喘振现象时无法正常运行。失速主要是由于叶片结构产生出空气动力的工况, 有规律可循, 且影响的因素有叶轮自身、气流以及叶片的结构等;但喘振现象的发生主要是由于外界条件造成的。失速与喘振之间的关系较为密切, 失速可以诱发喘振。

2 实例分析动叶可调轴流风机失速与喘振的原因

2.1 实例分析失速原因

针对某电厂4号机组中, 由于风机的保护系统出现跳闸现象, 使得辅机出现减负荷动作的故障, 导致一次风管的阻力增加以及一次风量的减少, 引发了B侧出现风机失速现象 (见图2) 。

正常情况下系统的压力通常在P。处, 而A、B两侧一次风机运行的工况点分别是A。、B。但当出现减负荷动作故障时, 系统的压力将从P。升到P1, 且工况点也会迅速的跳至A1、B1位置。若要维持母管的压力在设定的值上, 可以通过自动系统同时调小风机两侧的动叶, 此时, 工况点将从A1、B1变至A2、B2处, 全压以及流量降低后, 逐渐靠近失速区;若B侧的风机先到达临界点, 则失速现象就会产生, 此时母管的压力突降, 且出口的流量以及电动机的电流呈急速下降趋势, 此时, 只有将风机两侧的动叶调大, 才能保持母管的压力。

当风机工况点转向A3时, 风机B侧仍为失速现象, 且流量逐渐增加, 母管的压力降到P3。此时通过将两侧动叶的角度手动调小, 才能使B侧的风机能够进入到稳定的工况区。

2.2 实例分析喘振原因

某发电厂动叶可调轴流风机型号为API—18/9.5型, 且是第一次发生喘振现象, 其发生喘振现象后的工况点, 见图3:

正常情况下动叶可调轴流风机管路系统的阻力曲线应是曲线1, 其开度为47.4%, 风机出口的压力应是P1, 且风机运行工况点为1。而由于杨絮积蓄过多, 增加了管路系统的阻力, 此时管路系统的阻力曲线突变为曲线3, 且开度为68.4%, 出口的压力变成P2, 并接近曲线峰值, 工况点3接近喘振区。此时, 应立即手动调小动叶的开度, 及时的避免发生喘振现象。

3 动叶可调轴流风机的失速与喘振现象具体预防的措施

主要可以从以下几个方面进行预防:

其一, 一旦确定风机出现失速现象, 操作人员应立即对其进行手动的调节, 调低风机动叶的开度, 并将p-qv曲线调低, 以此将临界点降低, 确保风机工作点重新回到稳定区, 回生电流, 使其风机电流保持在正常值。与此同时, 将母管中的风门开大或者将另一侧的风机处理减少, 以此降低管道的阻力以及母管的压力, 保证喘振风机的负荷, 使其两侧的出力处于平衡状态。

其二, 降低动叶可调轴流风机运行时动叶开度之间的差值, 使其出力平衡。定期清理管路系统, 减低系统之间的阻力。

其三, 风机失速现象较为频繁时, 应改造风道系统。主要是通过将弯头管路的直角变成圆弧角, 或者在分级的入口处安装导流板。

4 结论

动叶可调轴流风机实际运行过程中, 应尽可能的减少或避免失速以及喘振的发生, 确保风机运行的工作点处于安全区域。与此同时, 还应要求工作人员对其产生的机理以及故障的原因进行分析和了解, 以便能够很好的对其预防和处理, 避免风机运行点脱离流线。通过总结轴流风机失速及喘振具体的处理措施, 提升机组运行的安全和稳定, 保证电力行业的经济效益。

摘要：本文就动叶可调轴流风机失速以及喘振现象的原因进行分析, 并提出相应的预防措施, 以期能够避免或减少失速于喘振的发生。

关键词：动叶可调轴流风机,失速,喘振,预防

参考文献

[1]马少栋, 李春曦, 王欢, 祁成.动叶可调轴流风机失速与喘振现象及其预防措施[J].电力科学与工程, 2010, 26 (7) :33-37.

[2]李海送.动叶可调轴流通风机动叶漂移原因分析及预防措施[J].中国科技信息, 2012, 14 (9) :117-119.