浅析离心式压缩机防喘振控制

李海军王晓东

（1.中国石油大庆石化分公司化工一厂，黑龙江 大庆，163714；2.中国石油大庆炼化分公司培训中心，黑龙江 大庆，163411）

中国石油大庆石化120万吨乙烯改扩建工程，裂解气压缩机EC-3301为日本三菱重工有限公司（MHI）成套设计制造。压缩机为五段压缩，三个缸体组成。低压缸型式为9H-4W水平剖分4级闭式叶轮双流式，一阶临界转速2300r/min；中压缸型式为9H-4B水平剖分4级闭式叶轮背对背式，一阶临界转速2550r/min；高压缸型式为7H-7B水平剖分7级闭式叶轮背对背式，一阶临界转速2600r/min。压缩机在运行过程中，当流量减少或增加到一定流量时会出现气流不稳定工况，压缩机性能将大大恶化，机组振动剧烈，不能正常工作，甚至可能造成设备损坏。

1、压缩机的喘振及危害

压缩机入口流量减少时，可能出现另一种不稳定工况现象，压缩机的气体流量和排气压力周期性地低频率、大振幅地波动，引起机器的强烈振动，这种现象称为压缩机的喘振。喘振时，气流轴向波动，通过压缩机的整个气体流量(或平均流量值)大幅波动，喘振频率和振幅由流路的容积大小决定。形成喘振的内在原因是气流的严重失速和扩展，外部条件是压缩机与管网联合运行工况条件。

下面利用特性线来说明（如图），A点与B点为管网特性线与压缩机特性线交点，其中AE为正常特性线，CB为突跃失速后可能工作的特性线。设A点为压缩机工作失速点，B点是失速后一个可能的稳定工作点，压缩机在A点工作时，流量微小的减少便引起压缩机的施转失速(图中所示为突变失速)，压缩机排气压力突然减少，如果管网的容积非常小，管网的压力能迅速调整到和压缩机排气压力相适应，运行点移至新的平衡点B(如双点划线所示)。如果管网容积很大，压力变化很慢，高于压缩机排气压力，会迫使气体倒流，工作点由A点移至D点(如虚线所示)。由于在叶栅脱离区充以气体，工作暂时恢复正常，这时管网一方面继续给用户供气；另一方面一部分气倒流入到压缩机使管网压力迅速下降，压缩机又可以向管网正常供气，很有可能工况点沿虚线至A点，如果引起喘振原因未消除，又会重复上述现象。实际管网的容积是有限的，开始可能出现倒流时，管网的压力跟着降低。暂时排不出的气体，叶片槽道的脱离区可能缩小，叶栅工况很可能瞬时恢复正常。压缩机的排气量迅速增加，然后又很快达到稳定运行点A(如点划线所示的喘振循环路线所示)，如果上述引起失速的原因未消除，就会重复上述现象(如图中所示的喘振循环路线)，出现压缩机压力、流量大幅度地波动，这就是喘振。一般管网容量大，喘振的频率低，振幅大。反之，管网容量小，喘振振幅小，频率高。从以上分析来看喘振可以分为弱喘振和深度喘振，它们之间没有分界线，一般出现倒流的喘振肯定为深度喘振。喘振现象通常具有如下宏观特征。

⑴、压缩机工作极不稳定。压缩机正常运转时，排气压力、流量等参数脉动值小，频率高（图a）。减少流量到接近喘振流量时，脉动加剧，时而出现时而消失。无明显规律，继续减少流量到出现喘振时，气动参数会出现周期性的波动，振幅大，频率低，同时平均排气压力值下降（图b）。对深度喘振来说，由于气体从排气管网倒流入压缩机继而又经压缩再排出，使气流温度可能急剧升高。

压缩机出口气流参数的示波图

⑵、喘振有强烈的周期性气流噪声，出现气流吼叫声。正常运转时气流的声音为哨声，到喘振前气流声音变化不大。喘振时突然出现周期性的爆声，再减少流量，会出现轰隆隆声。有时由于现场其他的杂声，或对双缸体压缩机，在喘振轻微时，也可能听得不明显，但多数情况下是能明显听得到的。

⑶、机器强烈振动。机体、轴承等振幅急剧增加。

压缩机是不允许在喘振条件下运行的，因为危害很大。第一，它可能损坏如密封、O形环等压缩机零部件，甚至引起动、静零部件等重大碰撞损坏。对止推轴承产生冲击力，破坏轴承油膜稳定，损坏轴承。可能破坏油密封系统，使油膜密封的油气压差失调，造成油膜密封故障。第二，可能破坏机器的安装质量，破坏各部分调整好的间隙值，甚至引起轴的变形等，引起机器在以后运行中振动加剧。第三，可能使一些有关仪表失灵或使仪表准确性降低。

实际运行中引起喘振的原因很多。除了内部流动情况因失速区的产生与发展结果引起喘振外，从外部条件来分析，即从压缩机与管网的联合运行来分析，管网流量、阻力的变化与压缩机工作不协调应是引起压缩机喘振的重要原因。这种工作的不协调可以分为两点：第一，压缩机的流量等于或小于喘振流量；第二，压缩机排气压力低于管网气体压力。因为联合运行点是由压缩机特性线和管网特性线共同决定的，如果联合运行点落在压缩机特性线的喘振区时就会出现喘振。

2、防喘和抑喘方法

由于喘振的严重危害性，所以防止喘振和抑制喘振的发生，一直是长期研究的重要课题，有许多行之有效的方法。归纳起来分为两类：一是在压缩机本体设计时采取的，以扩大稳定工况范围为目的；二是针对压缩机运行条件即从压缩与管网联合运行上采取的。

第一类方法中，离心式压缩机设计上采取的措施：一是在气动参数和结构参数选择上，如采用后弯式叶轮，无叶扩压器，出口宽度减窄的无叶扩压器，叶轮叶片进口边适当加厚等；二是在设计时采用导叶可调机构或者增设专用喷嘴，以便运行需要时，将部分气流从叶轮出口引喷入到叶轮入口，改变叶轮入口气流的预旋，抑制喘振发生。机匣处理技术，也可以应用到离心式压气机，如对半开式离心式叶轮，在轮盖侧靠近叶轮人口处机壳上开设轴向斜槽和在叶轮出口无叶过渡段机壳上开设环形缝隙与一容积腔相连等。

第二类方法中除了离心式压缩机的导叶可调外，比较普遍的是采用防喘装置。一方面设法在管网流量减少过多时增加压缩机本身的流量，始终保持压缩机在大于喘振流量下运转；另一方面就是控制管网的压力比和压缩机的进、出口压比相适应，而不至高出喘振工况下的压比。当管网需要的流量减少到压缩机喘振流量时，旁通阀打开，让一部分气体回流到入口或放空，使实际通过压缩机的流量为大于喘振流量，防止喘振发生，它常应用于工业离心式压缩机。

结论：目前，离心式压缩机防喘振控制方法很多，各种控制方法互有优缺点。压缩机的防喘振控制思想要符合整套乙烯生产装置和设备指标的要求，不能顾此失彼，要是整个机组的性价比达到最大化，这是压缩机防喘控制的最终目标。

[1]曾庆生，王湘江.基于小波能量谱和粗糙集的离心式压缩机振动故障诊断.中南大学学报（自然科学版），2009年3期.