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1、离心式压缩机的喘振及控制 Surge 外部因素:与离心式 压缩机联合工作的管路系统的特性,具有一定容 量的管网的压力高于压缩机所能提供的排气压 力,造成气体倒流,并产生大幅度的气流脉动。前 者是内因,后者是外因,内因只有在外因的促成下 才会发生喘振。 旋转脱离可以在叶轮流道内发生,也可以在 叶片扩压器的流道内发生。实践表明,一台压缩 机,如有叶片式扩压器,旋转脱离一般首先在扩压 器内发生;若是无叶扩压器,则大都首先发生在叶 轮内。多级压缩机最后几级最容易发生旋转脱 离,只要有一级发生旋转脱离,就会扩展到整个机 组。 2.喘振的危害及判断 喘振现象对压缩机十分有害,喘振时由于气 流强烈的脉动和周
2、期性振荡,会使供气参数(压 力、 流量等)大幅度地波动,破坏了工艺系统的稳 定性;会使叶片强烈振动,叶轮应力大大增加,噪 声加剧;会使整个机组发生强烈振动,并可能损坏 轴承、 密封,进而造成严重的事故甚至发生气体爆 炸事故。一般机组的排气量、 压力比、 排气压力和 气体的密度越大,发生的喘振越严重。由于喘振 的危害较大,操作人员应能及时判定,压缩机的喘 振一般可从三个方面判定1: 听测压缩机出口 管路气流的噪声。当压缩机接近喘振工况时,排 气管道中会发生周期性时高时低 “呼哧呼哧” 的噪 声。当进入喘振工况时,噪声立即大增,甚至出现 爆声; 观测压缩机出口压力和进口流量的变化。 喘振时,出现了
3、周期性的、 大幅度的脉动,从而引 起测量仪表指针大幅度地摆动; 观测压缩机的 机体和轴承的振动情况。喘振时,机体、 轴承的振 动振幅显著增大,机组发生强烈的振动。 3.影响喘振的主要因素 影响离心压缩机喘振的因素不是单一的,往 往是多种因素综合作用的结果,主要因素如下。 (1)转速变化对喘振的影响 离心式压缩机转速变化时,其性能曲线也将 随之改变,当转速提高时,压缩机叶轮对气体所做 的功将增大,在相同的容积流量下,气体的压力也 增大,性能曲线上移。反之,转速降低则使性能曲 线下移。对应不同转速,喘振流量也不同,Em2 mono对某具有无叶扩压器的离心式压缩机进行 了喘振试验2,发现当转速增大时
4、,喘振流量也增 大,即,随着转速的增加,喘振界限向大流量区移 动,这一结论已被人们所公认。通过实测可得到 不同转速下的喘振点,将这些喘振点连接起来,就 得到一条喘振界限线,如图1所示。 图1 压缩机转速对喘振的影响(n1n2n3n4) (2)进气状态对喘振的影响 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(影响分子 量)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为3 hpol= m m -1 R T1 p2 p1 m -1 m -1(1) 式中 hpol 多变压缩功 m 多变指数 T1 进气温度 p1、p2 分别为进、 排气
5、压力 R 气体常数,R= 8314 M , M为气体分子 量 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hpol不变,多变指数m不 变。那么,进气温度T1增大、 进气压力p1降低、 分子量M减小,都会引起排气压力p2的降低。 可定性地得出:进气温度T1增大、 进气压力p1降 低、 分子量M减小都会使压缩机性能曲线下移。 设压缩机入口流量计(孔板)差压为hs,则入 口容积流量QV为 QV= K hs 1 (2) 式中 K 流量计流量系数,由孔板尺寸决定 1 压缩机入口气体密度,1= p1 RT1 由此可知,在相同hs下,进气压力p1的降 44 风机技术2004年第1期/使用维护
6、 低,进气温度T1的增大和气体分子量M的减小, 都会引起实际入口流量QV的增大。所以实测的 喘振流量Qmin将随着进气压力p1的降低,进气温 度T1的增大,或气体分子量M的减小而增大。 (3)管网特性对喘振的影响 离心式压缩机的工作点是压缩机性能曲线与 管网特性曲线的交点,只要其中一条曲线发生变 化,则工作点就会改变。管网阻力增大(如压缩机 出口阀关小 ) , 其特性曲线将变陡,致使工作点向 小流量方向移动,如图2所示。当工作点由A移 至A 时便进入了喘振工况区。管网容量越大,喘 振的振幅越高,频率越低,喘振越严重,破坏性越 强。喘振的频率大致与管网容量的平方根或容量 的0.56次方成反比。另
7、外,管网的容量对压缩机 的喘振流量也有影响,戴冀等对一小型低压离心 式压缩机的喘振试验表明4:管网的容量对喘振 点的影响很大,容量大时喘振点流量也增大,压缩 系统稳定性变差。 图2 管网特性对喘振的影响 (4)压缩机结构参数对喘振的影响 离心压缩机结构参数的变化直接影响其性能 曲线,从而使喘振流量改变。 入口导叶开度对喘振的影响 离心压缩机入口导叶开度变化时会引起压缩 机性能曲线的变化,同时喘振流量也随之改变。 根据欧拉方程式可知叶轮对单位气体所作的理论 功hth为1 hth= u2c2u-u1c1u(3) 式中 u1、u2 分别为叶轮进、 出口处圆周速度 c1u、c2u 分别为叶轮进、 出口
8、处气体圆 周分速度 由式(3)可知,当转动入口导叶使进入叶轮的 气体方向发生改变时,即c1u改变时会使叶轮对气 体所作的功hth改变,从而致使压缩机性能曲线发 生变化。若增大c1u ( c 1u0时称为正预旋 ) , 则 hth就减小,性能曲线也就下移。西安交通大学对 某一离心压缩机级进行的进气预旋试验表明5: 随着导叶预旋角由负增大到正,压缩机性能曲将 向左下方移动,喘振流量也将减少。 叶轮结构对喘振的影响 叶轮是离心压缩机中的惟一做功部件,叶轮 的结构对压缩机的喘振流量有直接影响,但由于 叶轮结构参数的变化对压缩机性能的影响较复 杂,目前在叶轮结构对喘振的影响方面的研究还 较欠缺。叶轮结构
9、参数中的出口安装角2A对压 缩机的性能有着决定性的影响。 2A小的叶轮(水泵型叶轮)所构成的级,性能 曲线所对应的喘振流量较小,因此抗喘振性能较 好6。此外,压缩机的喘振性能还与叶道设计的 是否合适有关。如果叶道设计得不好,在同样的 流量下,若其边界层分离损失很大,则即使2A较 小,也不一定会使喘振量较小。 扩压器结构对喘振的影响 离心压缩机中扩压器是一个与叶轮几乎同等 重要的部件。扩压器的型式对于喘振工况和阻塞 工况有很大的影响,是决定压缩机稳定工况范围 的重要因素。扩压器可分为无叶扩压器和叶片扩 压器。楚武利通过对某小型离心压缩机中的不稳 定流动进行测量得出7:无叶扩压器半径比对喘 振流量
10、有较大影响,半径比小,喘振流量大,压缩 机容易喘振。对于叶片扩压器,一般认为5,8:当 减小叶片扩压器进口安装角3A时,可使压缩机性 能曲线大幅度地向小流量区偏移,喘振流量大为 减少,同时压缩机性能曲线近似平移,其最高效率 和能量头基本不变。刘小民等通过实验研究认 为9:通过调小叶片扩压器进口安装角,机翼型和 等厚型叶片扩压器均能有效地使离心压缩机级性 能曲线在一定范围内向小流量工况区偏移。 引起离心式压缩机喘振的常见实例主要 有10:压缩机转速下降而背压未及时下降;管网 阻力增大或后系统压力增高;压缩机流道阻塞;压 缩机进气压力下降或入口管线阻力增大;压缩机 进气温度升高;气体组分的变化。
11、三、 离心式压缩机的防喘振控制 压缩机的防喘振控制就是在压缩机段间、 缸 间设置自动和手动两用的调节控制系统以使压缩 机的运行工况点始终位于喘振线的右侧。 1.传统的防喘振控制 54 离心式压缩机的喘振及控制 由图1可知,不稳定的喘振区是喘振线左边 所有区域,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。 传统的控制方法常用的有两种:固定极限流量法 和可变极限流量法。 (1)固定极限流量法 这种方法是使压缩机的入口流量始终控制在 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(如图1所示 ) , 从而避免
12、进入喘振区运 行。固定极限流量法的控制原理如图3所示,压 缩机正常运行时,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。国内引进的 大化肥装置中美荷型、 日本东洋型的空压机、 天然 气压缩机、 合成气压缩机、 氨压缩机和二氧化碳压 缩机以及法国型的空压机组等,均采用这种控制。 固定极限流量法控制方案简单,系
13、统可靠性 高,投资少,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运行,会 造成流量裕度过大,能量浪费很大。 1.流量传感器 2.伺服马达 3.防喘振阀 图3 固定极限流量法防喘振控制原理图 (2)可变极限流量法 为减少压缩机的能量损耗,在压缩机负荷可 能经常波动需采用变转速调节的场合,可采用可 变极限流量法防喘振控制方案。由于压缩机转速 变动时,喘振点的变化轨迹(喘振界限线)大致是 一条二次抛物线(图1) ,为防止喘振发生,考虑安 全裕度,可以按喘振界限线得到与其平行的一条 控制线,以控制防喘振阀的启闭。从而,在不同的 转速下,使压缩机运行的安全裕度相同,不造成浪 费
14、。防喘振控制线方程可表示为6 p2 p1 = a + b QV kgR T1 2 (4) 式中 a、b 与压缩机性能相关的常数 k 气体绝热指数 g 重力加速度 p1 进气压力 T1 进气温度为定值 也可采用入口流量QV及排气压力p2两个参 数来作为控制防喘振阀启闭的参数,又称为参数 法。控制原理如图4所示,PLC控制器3将流量 传感器1测出的入口流量QV与压力传感器2测 出的排气压力p2进行比较,当Q2VkgRT 1 b p2 p1 - 时,则控制防喘振阀4适当打开,使部分 气体返回压缩机入口,从而保证压缩机在防喘振 控制线的右侧范围内安全运行。法国型大化肥的 合成气压缩机就采用这种控制法。
15、 1.流量传感器2.压力传感器3.PLC控制器4.防喘振阀 图4 可变极限流量法防喘振控制原理图 2.通用性能曲线控制法 一般情况,上述两种传统的防喘振控制方法, 可满足大多数压缩机防喘振控制要求。但传统控 制方法均未考虑压缩机进气状态变化对性能曲线 的影响,因此,对于一些特殊运行场合,如工艺气 分子量、 进气压力、 温度等工况经常变化,传统的 方法容易造成误操作。一旦进气压力、 温度、 分子 量发生变化,原来得出的性能曲线以及喘振界限 线也随之发生变化。这就使得传统控制法因不能 完全补偿进气压力、 温度、 分子量的变化,而具有 一定的局限性。与常规性能曲线相比,通用性能 曲线不会因进气压力、
16、 温度、 分子量等工艺参数的 变化,而使喘振界限线偏移。因此,将通用性能曲 线用于防喘振控制,对工艺参数经常波动的场合, 具有较好的适用性。 64 风机技术2004年第1期/使用维护 根据相似原理,当离心式压缩机在不同转速 及周围介质的温度和压力变化的条件下工作时, 如果能保持工况相似,即保持马赫数M2u、 流量系 数、 绝热指数k值不变,则压缩机的压力比、 效 率则会保持不变5。当忽略k值的变化时,M2u 相等的条件为 n R T1 = n RT1 式中 n 为压缩机的转速 相等的条件为 QV R T1 = QV RT1 因此,对于同一台压缩机压缩同一种工质气 体,但在不同工况下运行时,要使
17、压力比和效率不 变,则只需保持 n RT1 和 QV RT1 不变即可。显然, 当采用组合参数 p2 p1 =f QV RT1 , n RT1 绘出的性 能曲线,与常规性能曲线 p2 p1 =f ( QV , n) 相比,在 应用时可以不会受进气条件的影响,具有通用的 优点,称为通用性能曲线,如图5所示。由于通用 性能曲线不因分子量、 进气温度、 进气压力等工艺 参数的变化,而使喘振线发生偏移。因此,将通用 性能曲线应用于防喘振控制,对工艺参数经常变 化的场合,具有很好的适用性。通用性能曲线中 的p2/ p1很容易测量,但横坐标变量QV/RT1 用常规仪表则难以测量,需转化为易于测量的参 数。
18、由式(2)可得 QV R T1 =K hs R1T1 =K hs p1 (7) 图5 通用性能曲线 这样,通用性能曲线横坐标可转化为K hs p1 , 从而,只需检测三个参数:p2、p1、hs,即可得到不受 工况影响的通用性能曲线及喘振界限线。以此喘 振界限线为基准再加上一安全裕度便可得到防喘 振控制线。控制原理如图6所示,压缩机防喘振控 制在PLC内完成,压缩机入口流量信号和进、 排气 压力信号直接进入PLC的输入模块,通过PLC完 成所有运算及控制。主要控制功能为:在正常工艺 操作情况下,根据此时压缩机的压力比p2/ p1,通过 防喘振控制线,求出此时防喘振流量设定点,与入 口流量进行比较
19、,根据比较结果控制防喘振阀的开 度,从而保证压缩机有足够的入口流量。 1.入口流量压差传感器 2.进气压力传感器 3.排气压力传感器 4.PLC控制器 5.防喘振阀 图6 通用性能曲线法防喘振控制原理图 四、 结束语 喘振是离心式压缩机固有的特性,具有较大的危 害。 影响喘振的因素较多,为保证离心式压缩机高 效、 可靠地运行,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和准确的预测与判断,从而加 以控制,以避免喘振现象的发生。 参考文献 1 张涵,程学珍,魏龙.化工机器M.化学工业出版社,2001. 2EmmonoHW.CompressorSur geandPropagationJ.
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