离心式压缩机的喘振原因及预防
（发布时间：2010-1-7 12:47:07 共有1个附件 ）
摘 要 离心式压缩机发生喘振时，转子及定子元件经受交变的动应力，级间压力失调引起强烈的振动，使密封及轴承损坏，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。因此，离心式压缩机严禁在喘振区域内运行。本文针对喘振的原因和预防措施做了详细论述。
关键词 离心式压缩机 喘振 喘振点 性能曲线 旋转脱离
一、喘振机理
喘振的产生包含两方面因素：内在因素是离心式压缩机中的气流在一定条件下出现“旋转脱离”；外界条件是压缩机管网系统的特性。当外界条件适合内在因素时，便发生喘振。
2．喘振与管网的关系
离心压缩机的喘振是其本身的固有特性。压缩机是否在喘振工况点附近运行，这主要取决于管网的特性曲线P=Pa+AQ2。图2为离心压缩机和管网联合工作性能曲线。交点M 为稳定工况点，当出气管路中的闸阀关小到一定程度时，管道中的阻力系数A 增大，管**性曲线左移到图2中曲线4的位置时，与压缩机性能曲线2交于N 点，压缩机出现喘振工况，N 点即为喘振点。相反闸阀开大时，管道中的阻力系数A 减小，管**性曲线1右移，压缩机流量达到Qmax 时，出现滞止工况。最小流量与滞止流量之间的流量为离心压缩机的稳定工况范围。
3．喘振的产生
从图2可以看出：由于管网阻力的增加，管**性曲线左移，致使压缩机工况点向小流量偏移。压缩机的流量Qj 减少，气体进入叶轮和叶片扩压器的正冲角i 增加，附面层分离区扩大，产生相对于叶轮旋转方向的“旋转脱离”，使叶轮前后压力产生强烈的脉动。发生旋转脱离时在叶轮的凹面形成涡流区，当流量减小到Qmin 时，上述的正冲角i 增加得更大，涡流区扩大到整个叶片流道，气流受到阻塞，压缩机出口压力突然下降，而管网中气体压力并不同时下降，这时，管网中压力P1大于压缩机出口压力P2，因而管网中气体倒流向压缩机，直至管网中压力下降到低于压缩机出口压力时才停止倒流。这时压缩机又开始向管网压送气体，使管网中的气体压力再次升高至P1时，压缩机的流量Qj 减少到Qmin ，出口压力突然降到P2，P1>P2后，管网中气体又倒流向压缩机。如此周而复始地进行，压缩机时而有气流输出，时而有气体由管路倒灌入机器，产生周期性气流脉动，出现喘振。喘振过程中参数变化的频率和幅度的大小与管网容量有很大的关系。管网的容量相当于整个系统的基本谐振器。管网的容量愈大，喘振的频率愈低，振幅愈大；管网的容量愈小，喘振的频率则愈高，振幅愈小。由此可知，发生喘振的根本原因就是低流量，在操作中造成低流量的因素很多，归纳为以下几个方面：
（1）压缩机出口压力升高，系统压力大于出口压力，使气体流量降到喘振流量。稳定系统压力高，造成压缩机出口憋压，气体倒流入压缩机，造成机内气体低流量。
（2）入口流量低于规定值，反飞动调节阀失灵。在一定转数和一定气体密度下，能维持一定压力，当开、停机时气体流量少，或者放火炬阀开得过大，最容易引起压缩机入口流量低。
（3）气体密度变化，在一定转数下，离心力下降，引起出口压力及排量下降，通常误认为
是抽空现象。
（4）分馏系统操作不稳致使压缩机入口气体带油（例如瓦斯罐液位、界位失灵），液体组分进入机体。
（5）汽轮机的蒸汽压力低或质量差（温度低），机组出现满负荷，转速下降。
（6）调速系统失灵，辅助系统故障，真空效率下降，机组不能额定做功。
二、离心压缩机性能曲线的分析
Pc 3 η=φ（Qj ）
N
1 P=Pa+AQ2
Pcm 4 M
N ’
2 Pc=f (Qj)
Pa
Qmin Qjm Qmax Qj
图2离心压缩机和管网联合工作性能曲线
1. 管**性曲线 2. 压缩机性能曲线 3.效率曲线
1、P=Pa+AQ2 管**性曲线的特点（见图2线1）。
A ．关小管网中的闸阀开度，阻力系数A 增大，曲线向左移动，当移动至4的位置，与压缩机性能曲线2交于N 点，压缩机出现“喘振”的不稳定现象。
B ．开大闸阀开度，阻力系数A 减小，曲线向右移动与压缩机性能曲线2交于N ’点, 压缩机在N ’点稳定工作。
2、Pc （或ε）=f (Qj) 压力-流量曲线的特点（见图2线2）
A ．Pc （或ε）随Qj 的增加而降低。Qj=Qjm时，冲击、分离损失最小，此时压缩机工作最稳定，效率最高，是设计工况点M 。
B ．Qj ≤Qmin 时，当流量达到Qmin 时离心压缩机发生喘振现象，压缩机严禁在喘振点N 运行。Qmin 为喘振流量，也叫最小流量。不同转速下的Pc=f (Qj)曲线都有一喘振工况点，各喘振点的连接曲线就是该压缩机喘振边界线，离心压缩机不允许在喘振边界线的左侧工作。
C ．Qj ≥Qmax 时，离心压缩机发生滞止现象。Qmax 为滞止流量，也叫最大流量。滞止工况就是当压缩机流量达到Qmax 时，叶轮或叶片扩压器最小截面处的气流速度达到音速，此时流量再也不能增加；或者气流速度虽未达到音速，但叶轮对气体做的功全部用来克服流动损失，气体压力并不升高。
D ．喘振流量Qmin 与滞止流量Qmax 之间即为离心压缩机的稳定工况范围。用比值KQ=Qmax/Qmin表示；或者以比值KQ ′=（Qmax-Qmin ）/ Qjm表示。比值KQ 、KQ ′越大，压缩机的稳定工况范围越宽。衡量离心压缩机的性能好坏，不仅要求在设计流量下应有最高
的效率，而且要求稳定工况范围要宽。
3、η=φ（Qj ）效率-流量曲线的特点（见图2线3）
A ．Qj=Qjm（设计流量）时，冲击、分离损失最小，故效率η最高。该工况点为设计工况点。又称最佳工况点。
B ．Qj ＞Qjm 时，随着Qj 的增加，冲击、分离损失与摩擦损失增加的很快，使效率下降的很快，故这段η=φ（Qj ）曲线较陡。
C ．Qj ＜Qjm 时，随着Qj 的减少，冲击损失增加，同时相对漏气和轮阻损失增加，使效率下降。
故效率曲线一般为中间（设计工况点附近）高，偏离设计工况点（即Qj ＞Qjm 或Qj ＜Qjm 效率低，形成如图1中所示的η=φ（Qj ）曲线的形状。所以离心压缩机应在最高效率点（即设计工况点）附近进行工作。
三、典型的喘振事例
例：前郭炼油厂一催化装置的MB-CH 型气压机是七级串联水平中分离心式气体压缩机。
1．由转速变化引起的喘振
正常情况下，压缩机转速的改变是由系统反应的压力信号控制，但在机器发生故障时，压力信号不能使汽轮机转速自由调节。某年冬季，由于蒸汽量不足，蒸汽管网压力低，汽轮机用蒸汽经常出现0.7—0.8MPa ，机组出现满负荷时非常多，转速上不去，有时只达到给定信号的80—90%，常出现喘振。
2．气体分子量减小引起喘振
催化装置试验采用掺炼渣油，20天后由于渣油中重金属含量高，引起催化剂中毒，使裂化气体组分发生变化，富气中H2组分高达40%（体积百分比），富气分子量降低到将近35(原设计分子量50) 。分子量降低后，压缩机发生喘振。
3．压缩机出口管线节流引起喘振
1990年5-6月份，在压缩机出口管路上入容器前打洗涤水，管内径是150mm ，结垢后内径变成30mm ，出口管路阻塞，管路性能曲线上移，工作点进入喘振区域，发生喘振。
4．入口节流（进口压力低）导致压缩机喘振。
一次，由于压缩机前油气分离罐破沫网脱落，被吸入压缩机入口管，形成节流，进口压力低，导致喘振。
四、防止喘振的措施
防止喘振的基本原理是使流量和压力远离喘振点，即保证流量在稳定工况范围内Qmin ＜Q ＜Qmax 。压缩机入口的进气量低于机器的喘振流量即Qmin ，必将导致喘振的发生，故一般在管路中考虑防喘振的措施，常用方法有几种：
1．部分气流通过防喘振阀放空
这种防喘振措施的作用原理如图3a 所示。当机器排气量降低到接近喘振点时，经常感受着气量变化的文氏管流量传感器1便传出信号给伺服马达2，使之开始动作而将防喘振放空阀3打开，使部分气流经放空阀放空。因此不论外面需气量是多少，压缩机中流过的气量，总
是大于喘振气量而使压缩机能正常工作。该方法的缺点是，被放空的气体是经过压缩的，浪费了部分压缩功。
2．部分气流经防喘振阀后回吸气管
如图3b 所示，其防喘振作用原理与上述放空法是一样的，区别是将放空的气体接至吸气管循环使用。主要用于有毒，或易燃、易爆的气体管路，以及经济价值较高不宜放空的情况。
3．使机器与供气系统脱开
见图3c ，这种防喘振措施适用于供气系统中有几台机器并联工作，或供气系统的容量很大，因而在一段时间内压缩机停止供气时用户仍能得到所需气量。当压缩机的排气量小到接近喘振点时，流量传感器1发生讯号而使伺服马达2工作，它将反喘振阀3打开。这时压缩机排压便下降到接近于放空的压力，而管路端压Pe 大于Pc ，因此止逆阀4关闭，机器与供气系统脱开。在此同时，由流量传感器1送出的讯号也使伺服马达5工作，进气节流阀6关小到只允许有少量的气流经过机器自反喘振阀3排出，它使机器中的温度不致升高到不允许的数值。采用这种措施时，由于机器与供气系统脱开，同时机器的进气还采取节流措施，故这时机器的功耗大为减小。过一段时间后，因用户不断用气而使供气管路中储气量减小及压力下降，当端压Pe 下降到某个规定的最低允许值Ｐemin 时，压力传感器7便起作用。它发出讯号使伺服马达2及5动作，将反喘振阀3关闭而使进气节流阀6打开。这时机器的排压便逐步升高，当排压Pc 升高到稍大于Pemin 时，止逆阀4自动被打开，机器又重新接入供气系统中工作。
为了有效地防止喘振，必须控制放空阀，使其流量维持在不小于整定压力所限制的流量，另外在操作中还要有具体办法：
（1）增加反飞动量，开、停工时不放火炬，压缩机入口的气体流量小，这样就要增加反飞动量，开工时还要从稳定系统向分馏系统倒气体补充气体流量，来维持压缩机入口的流量，保证其在规定值内。
（2）加强稳定系统压力的调节，不能超压。
（3）加强对分馏系统油气分离器液位、界位的控制，加强脱水。
（4）加强压缩机出、入口的排凝，决不能让气体带油。
（5）保证汽轮机的蒸汽压力平稳，不低于设计值。
（6）反应压力高时，可打开入口放火炬阀，压缩机出口压力高时，可打开出口放火炬阀，但注意出、入口放火炬阀不能同时打开。
五、小结
由于在生产实践中，我们积累了大量有关喘振的数据和条件，掌握了喘振发生的根本原因，摸索出喘振发生的规律，并因地制宜采取了一系列行之有效的预防措施，另外对机组实行了特护管理办法，杜绝了压缩机喘振现象的发生，为机组长周期安全运行提供了可靠的保障，从而大大降低了检维修费用，提高了经济效益。总之，离心式压缩机组是催化裂化装置的关键设备之一，该设备的良好运行是经济效益和安全生产的保证，因此，在生产过程中一定要加强机组的维护和保养，避免喘振等现象的发生。实践证明，喘振现象是完全可以避免的
离心式压缩机的喘振原因及预防
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摘 要 离心式压缩机发生喘振时，转子及定子元件经受交变的动应力，级间压力失调引起强烈的振动，使密封及轴承损坏，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。因此，离心式压缩机严禁在喘振区域内运行。本文针对喘振的原因和预防措施做了详细论述。
关键词 离心式压缩机 喘振 喘振点 性能曲线 旋转脱离
一、喘振机理
喘振的产生包含两方面因素：内在因素是离心式压缩机中的气流在一定条件下出现“旋转脱离”；外界条件是压缩机管网系统的特性。当外界条件适合内在因素时，便发生喘振。
2．喘振与管网的关系
离心压缩机的喘振是其本身的固有特性。压缩机是否在喘振工况点附近运行，这主要取决于管网的特性曲线P=Pa+AQ2。图2为离心压缩机和管网联合工作性能曲线。交点M 为稳定工况点，当出气管路中的闸阀关小到一定程度时，管道中的阻力系数A 增大，管**性曲线左移到图2中曲线4的位置时，与压缩机性能曲线2交于N 点，压缩机出现喘振工况，N 点即为喘振点。相反闸阀开大时，管道中的阻力系数A 减小，管**性曲线1右移，压缩机流量达到Qmax 时，出现滞止工况。最小流量与滞止流量之间的流量为离心压缩机的稳定工况范围。
3．喘振的产生
从图2可以看出：由于管网阻力的增加，管**性曲线左移，致使压缩机工况点向小流量偏移。压缩机的流量Qj 减少，气体进入叶轮和叶片扩压器的正冲角i 增加，附面层分离区扩大，产生相对于叶轮旋转方向的“旋转脱离”，使叶轮前后压力产生强烈的脉动。发生旋转脱离时在叶轮的凹面形成涡流区，当流量减小到Qmin 时，上述的正冲角i 增加得更大，涡流区扩大到整个叶片流道，气流受到阻塞，压缩机出口压力突然下降，而管网中气体压力并不同时下降，这时，管网中压力P1大于压缩机出口压力P2，因而管网中气体倒流向压缩机，直至管网中压力下降到低于压缩机出口压力时才停止倒流。这时压缩机又开始向管网压送气体，使管网中的气体压力再次升高至P1时，压缩机的流量Qj 减少到Qmin ，出口压力突然降到P2，P1>P2后，管网中气体又倒流向压缩机。如此周而复始地进行，压缩机时而有气流输出，时而有气体由管路倒灌入机器，产生周期性气流脉动，出现喘振。喘振过程中参数变化的频率和幅度的大小与管网容量有很大的关系。管网的容量相当于整个系统的基本谐振器。管网的容量愈大，喘振的频率愈低，振幅愈大；管网的容量愈小，喘振的频率则愈高，振幅愈小。由此可知，发生喘振的根本原因就是低流量，在操作中造成低流量的因素很多，归纳为以下几个方面：
（1）压缩机出口压力升高，系统压力大于出口压力，使气体流量降到喘振流量。稳定系统压力高，造成压缩机出口憋压，气体倒流入压缩机，造成机内气体低流量。
（2）入口流量低于规定值，反飞动调节阀失灵。在一定转数和一定气体密度下，能维持一定压力，当开、停机时气体流量少，或者放火炬阀开得过大，最容易引起压缩机入口流量低。
（3）气体密度变化，在一定转数下，离心力下降，引起出口压力及排量下降，通常误认为
是抽空现象。
（4）分馏系统操作不稳致使压缩机入口气体带油（例如瓦斯罐液位、界位失灵），液体组分进入机体。
（5）汽轮机的蒸汽压力低或质量差（温度低），机组出现满负荷，转速下降。
（6）调速系统失灵，辅助系统故障，真空效率下降，机组不能额定做功。
二、离心压缩机性能曲线的分析
Pc 3 η=φ（Qj ）
N
1 P=Pa+AQ2
Pcm 4 M
N ’
2 Pc=f (Qj)
Pa
Qmin Qjm Qmax Qj
图2离心压缩机和管网联合工作性能曲线
1. 管**性曲线 2. 压缩机性能曲线 3.效率曲线
1、P=Pa+AQ2 管**性曲线的特点（见图2线1）。
A ．关小管网中的闸阀开度，阻力系数A 增大，曲线向左移动，当移动至4的位置，与压缩机性能曲线2交于N 点，压缩机出现“喘振”的不稳定现象。
B ．开大闸阀开度，阻力系数A 减小，曲线向右移动与压缩机性能曲线2交于N ’点, 压缩机在N ’点稳定工作。
2、Pc （或ε）=f (Qj) 压力-流量曲线的特点（见图2线2）
A ．Pc （或ε）随Qj 的增加而降低。Qj=Qjm时，冲击、分离损失最小，此时压缩机工作最稳定，效率最高，是设计工况点M 。
B ．Qj ≤Qmin 时，当流量达到Qmin 时离心压缩机发生喘振现象，压缩机严禁在喘振点N 运行。Qmin 为喘振流量，也叫最小流量。不同转速下的Pc=f (Qj)曲线都有一喘振工况点，各喘振点的连接曲线就是该压缩机喘振边界线，离心压缩机不允许在喘振边界线的左侧工作。
C ．Qj ≥Qmax 时，离心压缩机发生滞止现象。Qmax 为滞止流量，也叫最大流量。滞止工况就是当压缩机流量达到Qmax 时，叶轮或叶片扩压器最小截面处的气流速度达到音速，此时流量再也不能增加；或者气流速度虽未达到音速，但叶轮对气体做的功全部用来克服流动损失，气体压力并不升高。
D ．喘振流量Qmin 与滞止流量Qmax 之间即为离心压缩机的稳定工况范围。用比值KQ=Qmax/Qmin表示；或者以比值KQ ′=（Qmax-Qmin ）/ Qjm表示。比值KQ 、KQ ′越大，压缩机的稳定工况范围越宽。衡量离心压缩机的性能好坏，不仅要求在设计流量下应有最高
的效率，而且要求稳定工况范围要宽。
3、η=φ（Qj ）效率-流量曲线的特点（见图2线3）
A ．Qj=Qjm（设计流量）时，冲击、分离损失最小，故效率η最高。该工况点为设计工况点。又称最佳工况点。
B ．Qj ＞Qjm 时，随着Qj 的增加，冲击、分离损失与摩擦损失增加的很快，使效率下降的很快，故这段η=φ（Qj ）曲线较陡。
C ．Qj ＜Qjm 时，随着Qj 的减少，冲击损失增加，同时相对漏气和轮阻损失增加，使效率下降。
故效率曲线一般为中间（设计工况点附近）高，偏离设计工况点（即Qj ＞Qjm 或Qj ＜Qjm 效率低，形成如图1中所示的η=φ（Qj ）曲线的形状。所以离心压缩机应在最高效率点（即设计工况点）附近进行工作。
三、典型的喘振事例
例：前郭炼油厂一催化装置的MB-CH 型气压机是七级串联水平中分离心式气体压缩机。
1．由转速变化引起的喘振
正常情况下，压缩机转速的改变是由系统反应的压力信号控制，但在机器发生故障时，压力信号不能使汽轮机转速自由调节。某年冬季，由于蒸汽量不足，蒸汽管网压力低，汽轮机用蒸汽经常出现0.7—0.8MPa ，机组出现满负荷时非常多，转速上不去，有时只达到给定信号的80—90%，常出现喘振。
2．气体分子量减小引起喘振
催化装置试验采用掺炼渣油，20天后由于渣油中重金属含量高，引起催化剂中毒，使裂化气体组分发生变化，富气中H2组分高达40%（体积百分比），富气分子量降低到将近35(原设计分子量50) 。分子量降低后，压缩机发生喘振。
3．压缩机出口管线节流引起喘振
1990年5-6月份，在压缩机出口管路上入容器前打洗涤水，管内径是150mm ，结垢后内径变成30mm ，出口管路阻塞，管路性能曲线上移，工作点进入喘振区域，发生喘振。
4．入口节流（进口压力低）导致压缩机喘振。
一次，由于压缩机前油气分离罐破沫网脱落，被吸入压缩机入口管，形成节流，进口压力低，导致喘振。
四、防止喘振的措施
防止喘振的基本原理是使流量和压力远离喘振点，即保证流量在稳定工况范围内Qmin ＜Q ＜Qmax 。压缩机入口的进气量低于机器的喘振流量即Qmin ，必将导致喘振的发生，故一般在管路中考虑防喘振的措施，常用方法有几种：
1．部分气流通过防喘振阀放空
这种防喘振措施的作用原理如图3a 所示。当机器排气量降低到接近喘振点时，经常感受着气量变化的文氏管流量传感器1便传出信号给伺服马达2，使之开始动作而将防喘振放空阀3打开，使部分气流经放空阀放空。因此不论外面需气量是多少，压缩机中流过的气量，总
是大于喘振气量而使压缩机能正常工作。该方法的缺点是，被放空的气体是经过压缩的，浪费了部分压缩功。
2．部分气流经防喘振阀后回吸气管
如图3b 所示，其防喘振作用原理与上述放空法是一样的，区别是将放空的气体接至吸气管循环使用。主要用于有毒，或易燃、易爆的气体管路，以及经济价值较高不宜放空的情况。
3．使机器与供气系统脱开
见图3c ，这种防喘振措施适用于供气系统中有几台机器并联工作，或供气系统的容量很大，因而在一段时间内压缩机停止供气时用户仍能得到所需气量。当压缩机的排气量小到接近喘振点时，流量传感器1发生讯号而使伺服马达2工作，它将反喘振阀3打开。这时压缩机排压便下降到接近于放空的压力，而管路端压Pe 大于Pc ，因此止逆阀4关闭，机器与供气系统脱开。在此同时，由流量传感器1送出的讯号也使伺服马达5工作，进气节流阀6关小到只允许有少量的气流经过机器自反喘振阀3排出，它使机器中的温度不致升高到不允许的数值。采用这种措施时，由于机器与供气系统脱开，同时机器的进气还采取节流措施，故这时机器的功耗大为减小。过一段时间后，因用户不断用气而使供气管路中储气量减小及压力下降，当端压Pe 下降到某个规定的最低允许值Ｐemin 时，压力传感器7便起作用。它发出讯号使伺服马达2及5动作，将反喘振阀3关闭而使进气节流阀6打开。这时机器的排压便逐步升高，当排压Pc 升高到稍大于Pemin 时，止逆阀4自动被打开，机器又重新接入供气系统中工作。
为了有效地防止喘振，必须控制放空阀，使其流量维持在不小于整定压力所限制的流量，另外在操作中还要有具体办法：
（1）增加反飞动量，开、停工时不放火炬，压缩机入口的气体流量小，这样就要增加反飞动量，开工时还要从稳定系统向分馏系统倒气体补充气体流量，来维持压缩机入口的流量，保证其在规定值内。
（2）加强稳定系统压力的调节，不能超压。
（3）加强对分馏系统油气分离器液位、界位的控制，加强脱水。
（4）加强压缩机出、入口的排凝，决不能让气体带油。
（5）保证汽轮机的蒸汽压力平稳，不低于设计值。
（6）反应压力高时，可打开入口放火炬阀，压缩机出口压力高时，可打开出口放火炬阀，但注意出、入口放火炬阀不能同时打开。
五、小结
由于在生产实践中，我们积累了大量有关喘振的数据和条件，掌握了喘振发生的根本原因，摸索出喘振发生的规律，并因地制宜采取了一系列行之有效的预防措施，另外对机组实行了特护管理办法，杜绝了压缩机喘振现象的发生，为机组长周期安全运行提供了可靠的保障，从而大大降低了检维修费用，提高了经济效益。总之，离心式压缩机组是催化裂化装置的关键设备之一，该设备的良好运行是经济效益和安全生产的保证，因此，在生产过程中一定要加强机组的维护和保养，避免喘振等现象的发生。实践证明，喘振现象是完全可以避免的