离心式压缩机喘振原因分析与预防措施

2017-11-01许治勇吴章炜刘延博

化工自动化及仪表 2017年5期

关键词：离心式叶轮管网

许治勇李瑛吴章炜卢欢刘延博

(上海理工大学)

离心式压缩机喘振原因分析与预防措施

许治勇李瑛吴章炜卢欢刘延博

(上海理工大学)

深入解析并探究了喘振产生的多种原因，描述了影响离心式压缩机喘振发生的多种因素，并提出了相应的防范措施，使离心式压缩机工况点始终保持在稳定工况范围内。

离心式压缩机喘振原因分析预防措施

离心式压缩机工作的基本原理是叶轮高速旋转时不停地将制冷剂气体吸进，又不停地将它沿叶轮半径方向甩出去，使气体的压力和速度都得到增大。由叶轮甩出来的气体再进入流道截面面积渐渐增大的扩压器，气体通过扩压器时速度得到降低，而压力得到提高。此过程中，气体在前进时，使绝大部分动能又转化为静压能。由此可见，叶轮和扩压器是完成离心式压缩机升压过程的核心部件。

喘振是离心式压缩机反常的、不稳定的、不平衡的运行状态，对压缩机具有很大的危害，不仅会影响机组的工作效率，而且会损害压缩机的使用年限。在正常工况条件下运行一段时间后，离心式压缩机的工况会慢慢移向喘振区域。因此，在现实生产中，深入研究喘振原因，分析喘振机理，并对压缩机采取相应的预防措施，对压缩机长期安全运行具有一定的现实意义。

1 喘振的原因

引起离心式压缩机喘振的原因有两方面：压缩机叶轮中的气流在非工作面产生的“旋转脱离”，是发生喘振的内在原因；而发生喘振的外部条件是与压缩机一起工作的管网系统的参数和特性。外部条件满足于内在原因时，压缩机就会发生非正常的现象——喘振。

1.1 内因

当离心式压缩机的实际工作流量小到一定极限时，导致气流方向发生变化，在叶轮进口处产生很大的正冲角，使叶轮叶片上的非工作面产生非常严重的气流“脱离现象”[1]，气动损失增大，叶轮末端口处产生负压区，导致叶轮后面部件正压气流沿反方向“倒灌”，倒回到叶轮内，增大了叶轮流道内的混合流量，叶轮恢复正常工作。若此时压缩机的工况点仍处于喘振点，气流的这种“倒灌”仍会持续发生。这就是导致压缩机发生喘振的内因[2]。

事实上，这是气流在交替倒流时产生的强烈冲击的结果。这种冲击造成机器强烈的振动，若不采取保护措施，将造成压缩机严重的损坏，这就是“喘振”[3]。

1.2 外因

在喘振过程中喘振幅度大小和频率高低与管网容量的大小息息相关。由相关资料可知，管网的容量和喘振的振幅成正比关系，和喘振的频率成反比关系[4]。

管网由与压缩机一起工作的设备、装置、容量、阀及管道等部件构成[5]。例如高炉、空分设备、催化裂化装置的再生塔、烧结机、污水净化池等装置及其与压缩机相连接的管道、阀、消音器及过滤器等。

在管网容量很小的情况下，其工况点在压缩机的左右支时，叶轮中产生的旋转脱离并不一定引发喘振。这是因为管网容量很小，压缩机流量一发生变化，管网能够及时响应，相应的流量和压力也能及时跟随变化。

图1为小容量管网系统的离心式压缩机特性曲线。其中A点为原始正常工况点。假设流量突然发生变化，减少了ΔQ，致使压缩机的工作点A和管网的工作点A分别移至B点和C点。波动后，压缩机的排气压力pB和管网阻力pC存在一定的压差。正是这压差(Δp=pB-pC)迫使气体流量加快从压缩机流向管网。结果同时增大了压缩机和管网的流量，使两者的工作点逐渐回到正常工况点A。同理，工况点位于左支时(见图1中的A′点)，同样具有上述结果。

图1 小容量管网系统的离心式压缩机特性曲线

在管网具有一定容量的情况下，工况点在压缩机的左支时，叶轮中产生的旋转脱离才能导致喘振发生。这是管网容量大的缘故，进入管网的流量相对于管网而言只发生了细微变化，并不能立即引起管网中压力的反映。

图2为大容量管网系统离心式压缩机的特性曲线。工况点在性能曲线的左支时，图2中A点为正常工况点。若调节压缩机出口节流阀门来减小流量，管网特性曲线发生变化由位置1上移到位置2。此刻，压缩机排气的流量和排气压力都相对减小。而管网的容量很大，并未引起压力的及时变化，结果造成管网的压力超过压缩机的排气压力，进一步导致压缩机的流量降低。当管网中的流量大到一定程度时，开始形成由容器向压缩机的反向输送气体，压缩机的流量经历了从有到无，又从无到有的过程。此过程中，压缩机的工作点由A′经B点跳至C点。此刻，管网容器处于双重任务状态，既要向外输送气体，又要向压缩机输回气体。结果导致容器的压力和流量下降，沿图2中的曲线2，由A′点→F点；对应压缩机出口压力也一起下降，其工作点到达D点。此时，倒流还在继续，容器中的压力仍可以继续下降。可是，压缩机工作点到达了最低点D，压力无法再继续下降，最终，压缩机的出口压力有可能大于容器的压力，则倒流不再发生。此时，压缩机又重新恢复正常，开始向容器输送气体，其工作点由D点跳至E点，E点的工作流量很大，容器中增加的流量大于容器减少的流量，容器开始存流量。于是，压缩机的背压和管网容器中的压力开始慢慢上升，压缩机的工作点E和管网的工作点F分别向点A和A′移动。当压缩机的工作点到达A点后，容器中增加的流量仍大于容器减少的流量，所以容器内的压力仍继续升高，但此时压缩机的工作点达到了最高点，压力无法再继续升高。结果，形成容器中的压力超过压缩机的排气压力，倒流再次形成。如此周期地来回循环，造成整个压缩机连续发生喘振现象[6]。

图2 大容量管网系统的离心式压缩机特性曲线

2 喘振的影响因素

2.1 压缩机性能

结构参数因素。离心式压缩机内部结构设计对喘振起到很大的影响，因为它影响到压缩机性能曲线的变化，从而可能引起喘振。压缩机内部结构设计涉及到叶轮和扩压器的气动布局、叶轮的叶片数、扩压器的结构及导叶的开度等。

进气状态的影响。叶轮的工作原理是离心原理，根据物理离心力公式：

式中F——离心力；

m——气体质量；

r——圆周半径；

v——运行速度；

w——转速。

在叶轮高速旋转的过程中，密度大的气体有更大的向外运动的离心力，但由于叶轮流道结构设计的限制，气体在腔体内挤压，又会增大气压。因此得出结论：任意增大气体密度或增加单位体积内气体质量的因素都会使p-Q曲线上移；同理，气体密度减小或单位体积内的气体质量减少都会使p-Q曲线下移[7]。在现实生产环境中，温度、压力及成分等是能够影响气体状态的因素。

转速的影响。根据离心力公式可知，离心力与速度的平方成正比的关系，与转速的平方也是成正比的关系，所以当增大转速w时，离心力将会增加，气体在容积内的压力也会增加，使压缩机性能曲线向上移动；同理，当减小转速w时，离心力减小，气体在容积内的压力会有所减小，使压缩机性能曲线向下移动。

2.2 管路性能

某压缩机原在正常工作点，之后因某种原因，系统发生波动，导致管网中压力增大很多，促使管网性能曲线上移(假如压缩机的性能曲线未发变化)，结果会导致压缩机出现喘振[8]。

2.3 气体分子质量

相关实验证明，离心式压缩机在相同转速、恒压运行的情况下，气体分子质量越小，就越容易发生喘振；相反，气体分子质量越大，就越难发生喘振。

2.4 综合因素

当某种原因导致两种性能曲线同时出现波动时，无论过程怎么样，只要工况点落在喘振区内，喘振就会发生[9]。如在离心式压缩机升速、升压过程和降速、降压过程中，改变转速就是改变压缩机性能曲线，改变系统压力就是改变管网性能曲线，两种性能曲线都在变化。因此在现实操作中，可联合调节两种性能曲线的变化，使压缩机在稳定工况区内正常工作。

3 防喘振措施

3.1 结构设计上防喘振

在压缩机结构设计上，可以采用如下方法：

a. 采用电磁阀控制导叶的开度[10]，进而控制流量始终处于喘振流量的最小值之上，阻止工况进入喘振区；

b. 改变压缩机的设计导致的与旋转失速有关的叶轮叶面曲度；

c. 改变叶轮叶片数量，使进入叶轮的气流重复；

d. 增加压缩机级间密封度，减少级间窜压的可能性；

e. 运用可变扩压器，在工况发生变化时通过减小扩压器排气流道截面积来间接改变气体速率大小进而防止喘振；

f. 可变扩压器不仅能显著改善机组喘振点，而且降低机组在满负荷和部分负荷的振动。

3.2 调节工况防喘振

工况的调节是在不引起机组喘振的情况下，满足用户基本要求，并保证机组运行效率良好的一种操作方法[11]。调节方法有以下几种：

a. 离心式压缩机出口节流调节。通过调节压缩机出口节流阀门开度来改善管网系统特性，以满足工艺流程对流量或压力的要求，从而防止喘振的发生。

b. 离心式压缩机进口节流调节。通过调节进口节流阀门的开度来改善压缩机性能特性，以满足管网对流量或压力的要求，从而防止喘振的发生。

c. 离心式压缩机的变扩压器叶片角度调节。通过调节扩压器叶片的进口安装角，从而改变叶片扩压器的进口冲角，使压缩机性能曲线左右偏移，改变压缩机的性能，满足管网的各项要求，从而避免喘振的发生。

d. 离心式压缩机的变转速调节。调节转速进而改变压缩机的性能曲线，使工况点处于正常工作区，防止喘振的发生。

e. 热气旁通调节，即等流量控制法。在机组进入喘振工况之前时，通过及时打开热气旁通阀来调节工况，使机组避免进入喘振区，进而保护机组。通过热气旁通阀把冷凝器和蒸发器串通，使冷凝器中的高压气体能够及时转移到蒸发器中，冷凝器的压力得到降低，蒸发器的压力得到提高，进而使压缩机的压头得到降低，压缩机的流量得到增加，达到改善压缩机工况防止喘振的效果。