【压缩机网】一、引言
氯气压缩机作为氯碱行业氯气处理系统中核心设备之一，被广泛应用于氯气的压缩及输送过程。大型离心式透平压缩机一台即可满足年产25-30万吨折百烧碱所产氯气的压缩及输送任务。国产氯气压缩机正常情况下配备有备用机组，西门子及日本神钢生产的氯气压缩机正常情况下不配备备机。在实际运行过程中，氯气压缩机常常会出现喘振现象，这不仅会影响设备的正常运行，还会对设备造成严重的损害。因此，对氯气压缩机喘振的原因、危害及解决办法进行研究，具有重要的现实意义和工程应用价值。
二、氯气压缩机的喘振简介
对于离心式压缩机来说，“喘振”是所有故障中危险性最大、最值得重视的特有故障。一般发生在压缩机组较长时间处于不稳定的工况条件下运行的结果。
2.1“喘振”现象介绍
从“物理”的角度看，“喘振”是一种低频率、高振幅的气流压力脉冲，这种具有一定能量的气流脉冲的产生是由于气流在压缩机的“叶片扩压器”“流道”或者叶轮的叶道中发生了较为严重的边界层分离和二次涡流现象，扩及了整个压缩机的“流道”。由于气流的速度较大（叶轮出口处的气流线速度为200米/秒），而输送介质氯气又是属于重气体，因此气流的冲击损失急剧增加，同时气流的有效工作能头随着气体输送量的减少而下降，气流的阻力也随之增加。正常情况下，氯气压缩机出口与下游工序之间的管道上设置有氯气止回阀，如果机组出口的“止回阀门”有效，就会出现压缩机的排气会出现时有时无的迹象。如果机组出口的“止回阀门”失效，那么压缩机出口将会发生时而向氯气管网排气，时而氯气管网中的气流倒灌入压缩机“流道”的现象，气流如此有节奏地周而复始的改变流向，便使压缩机的气流脉冲形成。这种强烈的气流脉冲使得氯气离心式压缩机的转子与固定元件发生急剧地摩擦，从而机组发出巨大的轰鸣声和严重的噪音。由于气流的冲击摩擦以及机械元件摩擦作用，再加上压缩机转子的高速度运转产生的挠度影响，机身会剧烈的振动。在这种氯气离心式压缩机所特有的不稳定跳动的工况条件下持续运转，若不采取措施予以制止，少则数秒钟，多则数分钟，整台机器就会被全部毁坏，所谓的机毁人亡，这是不容忽视的故障。如果这个时候采取紧急停机措施，这一台机器再也开不起来，因为转子与固定元件全都粘在一起，转不动了，也得报废。
2.2“喘振”工况介绍
“喘振”是离心式压缩机在不稳定工况条件下运行而发生的，那么一旦压缩机进入不稳定工况区域下运行就必然会发生“喘振”吗？回答是否定的。因为“喘振”的发生不具有突发性，而是有一个能量积聚的过程（或者称为工况改变过程），我们完全可以从一些控制的技术参数变化中发现它发生的可能性，由此采取必要的措施防止“喘振”发生；或者说已经有“喘振”发生的前兆出现，及时采取应急措施去消除影响，使工况条件改变，转危为安。
在下面的压缩机工作点原理中，将介绍压缩机的性能曲线与氯气管路的特性曲线的相交点就是压缩机的工作点。并且工作点是处在压缩机性能曲线的负斜率段（压力与流量的性能曲线），也就是所谓的稳定工况区域内。一旦发生工作点的偏离也会自动返回到原来的出发点，这是离心式压缩机的明显特点。但是“喘振工况”与压缩机的稳定工况是截然不同的，它有两个特点：
（1）氯气离心式压缩机组的性能曲线（压力或者能头与流量的性能曲线）在“喘振”工况条件下大多数呈现驼峰状（即中间高、两头低），并在气流量不为零处有个最高点，也就是性能曲线是一条有正、负两个斜率段的曲线，不像稳定工况条件下的压缩机性能曲线的工作点始终处在负斜率段。“喘振”工况的工作点往往在性能曲线的正斜率段（气流量小的那一段）。
（2）压缩机的输送介质为可压缩的重气体，并且与压缩机相连的管路容积较大，完全具备积蓄和释放能量的作用，这就为形成气流的脉冲提供了方便。
从“喘振”工况的特性曲线可以看到，性能曲线的最高点S的左侧为正斜率段（不稳定工作区），右侧为负斜率段（稳定工作区），工作点W却正好在不稳定工作区。可以证明的是发生压缩机“喘振”时，通过压缩机的是最小流量，而这时的氯气管网中的“端压”却是很高的。一般压缩机输出的氯气流量与管网中的氯气用量应该是相匹配、平衡的，供气与用气不会发生不平衡的矛盾。但是一旦某个用气部门发生故障，减少了用气量或者停止用气，这样管网中的气流量就会积聚起来，使得管网中的氯气“端压”上升，一旦超过了压缩机出口的排出压力，压缩机排气就发生困难。压缩机为了达到排气的目的，必然会减少进压缩机的流量，就使压缩机进入了“喘振工况”。当进压缩机的气体流量达到了最小值时，机内就发生了边界层的分离和二次涡流，使得阻力大增，冲击损失剧增。由于氯气管网中积蓄能量的能力比较大，一旦释放与积存就会产生气流的脉动。
对于压缩机来说，气体的进口流量减少到压缩机无法维持规定的排出压力时，也会发生波动。因此设计者着眼于防止压缩机组进入小流量、高端压的不稳定工况的出现。及时补充气量和及时降低机组出口的“端压”是防止“喘振”发生的根本途径。
三、氯气压缩机喘振的原因
（1）流量过小
氯气压缩机在小流量工况下运行时，由于进气流速过低，气体在压缩机内部容易形成漩涡和回流，导致气流的不稳定，从而引发喘振现象。
（2）压力波动
当氯气压缩机出口压力或管网压力发生剧烈波动时，会导致压缩机内部气流的紊乱，进而引发喘振。
（3）压缩机内部故障
如转子不平衡、轴承损坏、密封失效等内部故障，会导致压缩机运行不稳定，从而引发喘振。
（4）温度过低
氯气中间冷却器冬季时，冷却水温度控制过低，过低的氯气温度会导致流量计算值发生偏离，防喘控制系统认为流量严重偏离喘振控制线，导致防喘控制阀不停地不受控制地开关，致使出口压力波动频繁。当单位时间内压力波动的速度达到一定的值时，会引发喘振。
四、氯气压缩机喘振的危害
（5）参数设置
氯气压缩机PLC控制器是氯气压缩机的大脑，PLC内部关于参数的设置，对PLC而言起着关键性的判断作用，比如正常流量和进气流量的判定，氯气出口温度、出口压力的取样反馈时间设置、出口流量的设置和进口温度及吸气压力的设置。
在PLC控制系统，现场采集的四个参数参与防喘控制器内部的逻辑计算，如我司氯气压缩机分别是进口的吸气压力PT2451、氯气压缩机出口的流量FT2459、出口排气压力PT2459、出口排气温度TISA2459。
参数在设置时，选取合适的采集时间非常重要，过度的缩小采集时间间隔反而不利于防喘控制阀动作，类似于PID控制原理，较小的采集时间间隔在发生压力轻微波动时，PLC会引起较大的压差/时间“斜率”判断，造成频繁发出喘振报警，达到一定次数自动停车。在原始设置中，采集时间由0.05s修改为0.08s，解决了此类频繁触发防喘报警的“误报”问题。
（6）设备损坏
这一点能够很好地理解，氯气压缩机转子是高速运转的，正常情况下，一般达到10000～12000RPM，动平衡对其非常重要，从拆卸的转子来看，转子上焊接的一些“补丁”就是反复测试过程中厂商焊接上去用于解决动平衡问题的。
在《氯气压缩机中间冷却器泄漏原因分析与对策措施》中我们讲过，当氯气中水分或者硫酸雾未能处理合格，达不到氯气压缩机运行要求时，会造成氯气冷却器设备的穿孔漏水，氯气压缩机叶轮的含水性腐蚀冲刷，氯气中硫酸雾在叶轮上沉积，特别是进口导叶阀行星控制齿轮上附着沉积，造成动平衡被破坏、失稳。由于氯气含水处理不当导致的叶轮腐蚀，在初始阶段会表现为随着进口导叶阀的开大，氯气进口压力无法有效控制下降，氯气压缩机吸气能力下降较快，同时水分检测仪监控的数据有上升趋势。这种情况下，就一定要首先排除是否是氯气含水超标的问题，否则会造成氯气压缩机在短时间内转子均匀冲刷腐蚀，彻底失去功能而报废，这种过程往往较快。国内曾有一家公司发生此类情况，氯气压缩机转子在一周内发生因含水超标冲刷腐蚀报废。
发生机械性损坏，可能造成的直接后果就是氯气压缩机上几十个监控参数会发生数据的漂移偏向异常，比如监控氯气压缩机振动的X、Y方向的测振仪监测的数据、转子轴向水平方向串动的数据、异常磨损造成的油温的升高、齿轮箱回油温度的升高、油站过滤器的磨损杂质堵塞等等。必须要注意的是，均匀腐蚀有时候并不会造成数据的严重偏移让氯气压缩机自动触发连锁值停车。振动和位移参数触发的停车只是为了防止机组发生严重的震动，杜绝发生机毁人亡的事故发生。
机组发生损坏并不必然导致喘振，但严重的喘振往往会导致压缩机内部部件的强烈振动，进而引发轴承、密封等部件的损坏，缩短设备的使用寿命。喘振现象会使压缩机的运行效率降低，增加能耗，降低生产效率。
喘振现象严重时，如果是可燃气体等，可能导致压缩机内部发生压缩部爆炸、解体等安全事故，对人员和设备造成严重的威胁；氯气压缩机如果发生解体事故，不但可能会造成机毁人亡的严重事故，还有很大概率造成环境污染事故。
五、氯气压缩机喘振的基本原理介绍
5.1高速运转轴的临界转速原理
氯气离心式压缩机同其他高速回转机械一样会产生一种常见的机械运动——振动。其中防止系统产生共振是个十分重要的问题。下面介绍一下有关转子的临界转速现象及振动原理。
对高速回转的氯气离心式压缩机来讲，转子受材质以及加工技术等因素的影响，不可能做到“绝对的平衡”；因此在“轴心”与“质心”之间总有一个“偏心距”存在。在高速回转之时，整个系统受到周期性的离心干扰作用而会产生振动。这时如果作用于转轴的外来干扰力的频率（即转子的转速）恰好与转子的固有频率相等或是相近的话，系统就会发生共振，出现剧烈的振动现象，这就是所谓的临界转速现象。所以临界转速现象实质上就是共振现象。发生共振时的主轴转速称为轴的临界转速，数值上常常就是转子的固有频率。
一般来说，低速运转的机械，不会产生临界转速问题；因为转子的固有频率远远大于转子的转速。而临界转速问题主要是转轴的横向弯曲振动问题和扭转振动问题。一般情况下，机械系统的弯曲振动频率总是低于扭转振动频率，所以在提高机械的转速时，首先遇到的是弯曲振动频率。另外还会有“自激振动”现象，它是由摩擦、材料内摩擦以及轴承中的油膜作用而引起的。这是在振动系统本身产生的“非线性激振力”作用下所引起的“自振”。要说明转子的临界转速现象，我们就要回顾一下有关振动的基本概念。
[1]振动频率（frequency of vibrating）、周期（period）、振幅（amplitude）
任何一个物体都有一定的质量和弹性，当受到一种干扰、扰动或者按照一定的节奏的扰动持续作用下，就会作往复运动，这就是振动的缘由。
例如：弹簧秤吊着重物，如果用手将重物往下拉一下，然后突然松开的话，重物随同弹簧一起上下作着往复运动，这就是振动。从平衡位置开始往复一次回到原来位置的时间，称为周期。在单位时间内往复的次数，称为频率。振动时物体离开原来位置所能达到的最大位移，称为振幅。
[2]自由振动（free vibrating）
一个振动系统只受到初始的干扰后产生的振动称为自由振动。在振动过程中，不受干扰力的作用。以弹簧秤为例：手拉一下就是初始干扰，在干扰消失之后，弹簧振动就由弹簧与物体（重物）组成的振动系统进行了。这样的振动就称为自由振动。
[3]强迫振动（force vibrancy）
另外还有一种振动形式，就是振动系统的振动过程中始终受到一个周期性干扰力的作用，这种振动称为强迫振动。显然这种振动的频率是和干扰力的频率是一致的。对于氯气离心式压缩机组来说，转子的干扰力有气流的冲击、转子的转速、转子同心度不准的作用力（以上均为外来的干扰力）。另外转子的不平衡产生的内部离心力，这些干扰力都是周期性的作用于转轴上。以单级压缩机转子为例：
由于转子的质量m不平衡和偏心e所产生的离心力为：
Pc=meω2
式中：pc——离心力；
m——质量（不平衡）；
e——偏心；
α——离心力和水平方向x轴的夹角，
α=ωt；
ω——角速度；
t——时间；
在水平方向x轴上的离心分力：pcx=meω2 cosα
在垂直方向y轴上的离心分力：pcy=meω2 sinα
pcx=meω2 cosωt；pcy=meω2 sinωt；
这就说明转子的偏心和不平衡质量的存在，使得主轴的径向和轴向产生了两个周期性变化的干扰力，这个干扰力与转速的平方成正比，干扰力的圆频率就是转子转动的角速度。干扰力迫使转子产生横向的强迫弯曲振动。这样的振动是压缩机最为常见的问题，也就是主轴的临界转速问题。其实质上就是使机械发生共振时的转速。
实验研究表明，当转子的转速n与转子的固有频率nc大致相等时，就会出现临界转速的现象，转子的振幅将随之急剧地增长。（n/nc=1）从理论上来讲，振动的振幅可以达到无穷大，由于实际上存在着阻尼，因此振幅不会无限制的增长；可是也已经达到了非常大的数值了，足以引起主轴转子的严重破坏。
转轴的临界转速往往不止一个，它是与系统的自由度数目有关的。一般来说，一个转轴带有一个自由度系统，它就存在一个临界转速；两个转子就带有两个临界转速。对于带有三个以上的转子的压缩机，就具有三个以上的临界转速和振型。以上纯系忽略转轴本身的质量，将转子看作为一个集中载荷，即转子的重量大大高于转轴的重量。从理论上来说。不带转子的轴具有无限多个自由度，也就是具有无限多个临界转速。但是工程上具有实际应用价值的是最小的几个临界转速。
一般来讲，机械的工作转速（由原动机或齿轮变速确定）是给定的，因此设计过程中需要先算出转轴的临界转速，尤其是它的一、二阶临界转速，以判断转子运行是否在安全操作的范围之内。
5.2氯气离心式压缩机性能曲线
氯气压缩机的性能曲线可以直观地看出氯气压缩机的出口压力、进口导叶阀开度所表征对应的当前状况；防喘控制线直观地指出了当前所需最小氯气流量，低于该值可能会引发喘振。
[1]压缩机性能曲线的涵义
氯气离心式压缩机的性能曲线又称“特性曲线”（speciality curve），它真实反映机组运行时工况的变化。因为即使在恒定的转速情况下，压缩机的容积流量不可能是个“定值”，这就是“透平式”压缩机与“容积式”压缩机所不同之处。压缩机的容积流量是随着氯气管网中压力（背压或称为管网端压）的不同而改变，也是随着机器效率、功率的变化而改变。
为了真实反映机组运行中工况条件变动以后机组性能的变化情况，通常把机组在不同流量流通情况下，机组的排出压力（或压力升高比）、功率和压缩机效率的变化关系用曲线形式直观表现出来，这些曲线就称为机组或“级”的性能曲线。一般可以认为整台机组的性能曲线决定于每一级的性能曲线。性能曲线的横坐标通常用压缩机的进口容积流量作参数（此举是便于不同机组的等同比较）；而对应的纵坐标则为机组的排气压力（绝对压力）或者压力升高比，这类“特性曲线”称为“压力曲线”。如果纵坐标采用压缩机的轴功率的话，就称为“功率曲线”；也可以是压缩机或者各级的效率，就称为“效率曲线”。每一条曲线都对应一个固定的转速。
有了这样的性能曲线，就可以根据客户的要求，选配相应的压缩机，并且可以选配电动机。在压缩机的运行过程中，可以根据机组在管网的工况条件去分析机组的工作状态，确认其在安全、高效区工作，是否达到压缩机设计工况的运行点。
一般压缩机的特性曲线是由制造机组的厂家依据试验数据整理绘制，所提供的技术说明都提供这样的特性曲线，以供使用时参考。
[2]压缩机性能曲线的特点
氯气离心式压缩机的性能曲线是多种类的，尽管有的压缩机所标的铭牌参数相同，诸如：转速、排出压力、进机流量、轴功率等都相同，但是绘制出来的性能曲线却有不同。下面把压缩机性能曲线的特点分析一下。
（1）决定性能曲线形状的因素
在看压缩机性能曲线时，就会发现曲线的形状各异，曲线的曲率半径大小也不一样，这究竟是什么道理呢？为此我们只能从压缩机的多变能头hpol与“进机流量”之间的关系分析起。多级压缩机是由许多“级”组成的，每一级压缩以后，气流的压力升高比并不是很高。如果不计气体重度变化的话，我们用计算压缩液体的静压头所需要的能量头方式近似计算压缩机的多变压缩能头。
单位重量的气体压头升高所需的能量：
hpol=（pK-pj）/γ
气体的压力升高比：
ε=1+γ/pj·hpol
由此可见，压力升高比与流量的关系是和“多变能头”与流量的关系相当的。对于“后弯式”叶轮的压缩机来说，多变压缩能头hpol与压缩机的进气流量呈一次方关系（叶轮的几何尺寸和圆周速度都为常数），就是随着气体的流通量增大而下降的直线AB。但是它忽略了流动过程中的“流道”损失部分。实际上由于“流道”中的气流摩擦、冲击等流动损失存在，气体所得的多变压缩能头还需要从理论的压缩能头中减去这部分损失的能量。而气体的流动损失和液体的流动损失一样，都是和流量的平方成正比的，因此将理论能头AB先减去流动损失成为A′B′，两者之差就是流动损失值。另外，还要减去冲击损失值（当然冲击损失只有在设计工况条件时才是最小的，而当工况条件偏离设计工况时都要增加）；因此再从A′B′中减去冲击损失Σhsh部分便得到A″B″曲线。（两头低、中间高的驼峰状曲线）这就是hpol与流量的关系曲线。而压力升高比形状与其差不多。所以上述原因也就决定了压力升高比与流量间的关系。通过上述分析可以得出结论：决定压缩机性能曲线的形状主要因素是叶轮对气体作功的特性和气体流动过程中损失的特性。
（2）转速增加对性能曲线的影响
上面已经知道压缩机性能曲线是由多变压缩能头hpol（叶轮对气体作功的特性）和流动过程损失的特性Σhhyd决定的，因此凡是影响到气体流动过程损失的因素自然会影响到压缩机的性能曲线。而压缩机的转速影响是最为明显的。因为压缩机的转速变化直接影响到气流的圆周速度。
u2=πD2n/60
而理论压缩能头hth与圆周速度的平方成正比，也是与转速的平方成正比。
hth=Ψu2·u22/g
当压缩机转速增加时，一方面机组的压缩比（ε）及出口压力（pK）将显著增加；另一方面，使气体流动的马赫数M增加（这是气流速度增大所致），就会使气体流动的损失增加，使得稳定工况范围缩小；在相同流量的变动范围内，流动损失增加得更多，为此性能曲线将变得“更陡”。
从不同压缩机转速下性能曲线的示意图中可以看出，当气体流量大到某一数值之后，性能曲线甚至接近垂直形状。这是因为转速增大、气流的马赫数也已相当大；如果再稍微增加流量的话，就使马赫数达到最大值，已经是堵塞工况了，再增大流量已经不可能了。
（3）“级数”对压缩机性能曲线的影响
在压缩机的运行过程中，前一级的工况条件改变总要引起下一级工况条件的更大程度的改变。譬如：前一级的进口容积流量增加了5%，对于离心泵或者鼓风机来说，该级的出口容积流量也增加相同的量。然而对于氯气离心式压缩机来说就不同了。因为随着气体流量的增加，级的出口压力要低于原来值，会引起出口气体的重度减少，使得该级出口的气体容积流量或称进入下一级的气体容积流量增加幅度远大于5%。由此就会引起下一级工况发生更大的变化，使得冲击损失和流动损失增加更多些。对于多级的离心式压缩机来说，它的各级特性曲线相似，如果串接以后，整台机组的特性曲线显然要比单级的特性曲线显得“更陡”一些。在压缩机转速越高的情况下，每一级的压力升高比也越高；那么前一级的工况条件的变化引起下一级工况条件的变化程度越大，使得损失增加更多，这样的话，性能曲线更为陡。
（4）最大流量和最小流量的限制
一般氯气离心式压缩机的管网设置中包括机组的出口阀C（去分配台）、排气阀A（去除害塔）以及机组回流阀B（去机组进口）。如果打开排气阀门A的话，使管网中的阻力大为减少；机组的排气量增加，排气压力（主机出口排出压力）降低。当排气流量增加到一定程度时，排气压力下降非常快，性能曲线几乎是垂直下降。有两种情况要关注：
·由于在压缩机的“流道”某个截面处，气流速度相当高，首先达到音速。此时的气体流量已经达到临界流量（w=a），气流的马赫数M=1，再降低管网中的气流压力已经不能使流量再增加了。从而气流的流量也已经达到了最大值Qmax，这时再增加流量已经成为不可能，就是所谓的堵塞工况。于是排气压力下降很快，表现在性能曲线图上曲线呈直线下降趋势。
·另外，虽然气流速度未达到音速，但是由于进气流量增加，流动损失和冲击损失增加很快，使得压缩机所消耗的功全部用于克服损失，几乎没有能力提高气体的压力，因此再增加流量亦是不可能了。如果压缩机的转速越高，那么偏离设计工况使损失增加越快，因此达到最大流量的可能性越大，造成性能曲线越发陡峭。实际上压缩机的特性曲线是受到了最大流量的限制。
如果“关小”或关闭排气阀A去增加管网阻力，压缩机的排气量就会减少，排气压力相应有所增加。但是当排气量减少到一定程度时，排气压力就会出现波动，使得进压缩机的气体流量也大幅度波动，机组进入了“喘振”工况。一旦发生“喘振”，压缩机就出现最小流量（这就是“喘振”工况下的排气量）。主机受到最小流量的限制，如果主机转速提高，特性曲线就向增大流量方向移动，所以最小流量极限也向增大流量方向移动。
由此可见，压缩机有最大流量和最小流量的限制，再加上转速的限制就构成了离心式压缩机的稳定工作范围。这个范围越大，说明压缩机的特性越好。
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【压缩机网】一、引言
氯气压缩机作为氯碱行业氯气处理系统中核心设备之一，被广泛应用于氯气的压缩及输送过程。大型离心式透平压缩机一台即可满足年产25-30万吨折百烧碱所产氯气的压缩及输送任务。国产氯气压缩机正常情况下配备有备用机组，西门子及日本神钢生产的氯气压缩机正常情况下不配备备机。在实际运行过程中，氯气压缩机常常会出现喘振现象，这不仅会影响设备的正常运行，还会对设备造成严重的损害。因此，对氯气压缩机喘振的原因、危害及解决办法进行研究，具有重要的现实意义和工程应用价值。
二、氯气压缩机的喘振简介
对于离心式压缩机来说，“喘振”是所有故障中危险性最大、最值得重视的特有故障。一般发生在压缩机组较长时间处于不稳定的工况条件下运行的结果。
2.1“喘振”现象介绍
从“物理”的角度看，“喘振”是一种低频率、高振幅的气流压力脉冲，这种具有一定能量的气流脉冲的产生是由于气流在压缩机的“叶片扩压器”“流道”或者叶轮的叶道中发生了较为严重的边界层分离和二次涡流现象，扩及了整个压缩机的“流道”。由于气流的速度较大（叶轮出口处的气流线速度为200米/秒），而输送介质氯气又是属于重气体，因此气流的冲击损失急剧增加，同时气流的有效工作能头随着气体输送量的减少而下降，气流的阻力也随之增加。正常情况下，氯气压缩机出口与下游工序之间的管道上设置有氯气止回阀，如果机组出口的“止回阀门”有效，就会出现压缩机的排气会出现时有时无的迹象。如果机组出口的“止回阀门”失效，那么压缩机出口将会发生时而向氯气管网排气，时而氯气管网中的气流倒灌入压缩机“流道”的现象，气流如此有节奏地周而复始的改变流向，便使压缩机的气流脉冲形成。这种强烈的气流脉冲使得氯气离心式压缩机的转子与固定元件发生急剧地摩擦，从而机组发出巨大的轰鸣声和严重的噪音。由于气流的冲击摩擦以及机械元件摩擦作用，再加上压缩机转子的高速度运转产生的挠度影响，机身会剧烈的振动。在这种氯气离心式压缩机所特有的不稳定跳动的工况条件下持续运转，若不采取措施予以制止，少则数秒钟，多则数分钟，整台机器就会被全部毁坏，所谓的机毁人亡，这是不容忽视的故障。如果这个时候采取紧急停机措施，这一台机器再也开不起来，因为转子与固定元件全都粘在一起，转不动了，也得报废。
2.2“喘振”工况介绍
“喘振”是离心式压缩机在不稳定工况条件下运行而发生的，那么一旦压缩机进入不稳定工况区域下运行就必然会发生“喘振”吗？回答是否定的。因为“喘振”的发生不具有突发性，而是有一个能量积聚的过程（或者称为工况改变过程），我们完全可以从一些控制的技术参数变化中发现它发生的可能性，由此采取必要的措施防止“喘振”发生；或者说已经有“喘振”发生的前兆出现，及时采取应急措施去消除影响，使工况条件改变，转危为安。
在下面的压缩机工作点原理中，将介绍压缩机的性能曲线与氯气管路的特性曲线的相交点就是压缩机的工作点。并且工作点是处在压缩机性能曲线的负斜率段（压力与流量的性能曲线），也就是所谓的稳定工况区域内。一旦发生工作点的偏离也会自动返回到原来的出发点，这是离心式压缩机的明显特点。但是“喘振工况”与压缩机的稳定工况是截然不同的，它有两个特点：
（1）氯气离心式压缩机组的性能曲线（压力或者能头与流量的性能曲线）在“喘振”工况条件下大多数呈现驼峰状（即中间高、两头低），并在气流量不为零处有个最高点，也就是性能曲线是一条有正、负两个斜率段的曲线，不像稳定工况条件下的压缩机性能曲线的工作点始终处在负斜率段。“喘振”工况的工作点往往在性能曲线的正斜率段（气流量小的那一段）。
（2）压缩机的输送介质为可压缩的重气体，并且与压缩机相连的管路容积较大，完全具备积蓄和释放能量的作用，这就为形成气流的脉冲提供了方便。
从“喘振”工况的特性曲线可以看到，性能曲线的最高点S的左侧为正斜率段（不稳定工作区），右侧为负斜率段（稳定工作区），工作点W却正好在不稳定工作区。可以证明的是发生压缩机“喘振”时，通过压缩机的是最小流量，而这时的氯气管网中的“端压”却是很高的。一般压缩机输出的氯气流量与管网中的氯气用量应该是相匹配、平衡的，供气与用气不会发生不平衡的矛盾。但是一旦某个用气部门发生故障，减少了用气量或者停止用气，这样管网中的气流量就会积聚起来，使得管网中的氯气“端压”上升，一旦超过了压缩机出口的排出压力，压缩机排气就发生困难。压缩机为了达到排气的目的，必然会减少进压缩机的流量，就使压缩机进入了“喘振工况”。当进压缩机的气体流量达到了最小值时，机内就发生了边界层的分离和二次涡流，使得阻力大增，冲击损失剧增。由于氯气管网中积蓄能量的能力比较大，一旦释放与积存就会产生气流的脉动。
对于压缩机来说，气体的进口流量减少到压缩机无法维持规定的排出压力时，也会发生波动。因此设计者着眼于防止压缩机组进入小流量、高端压的不稳定工况的出现。及时补充气量和及时降低机组出口的“端压”是防止“喘振”发生的根本途径。
三、氯气压缩机喘振的原因
（1）流量过小
氯气压缩机在小流量工况下运行时，由于进气流速过低，气体在压缩机内部容易形成漩涡和回流，导致气流的不稳定，从而引发喘振现象。
（2）压力波动
当氯气压缩机出口压力或管网压力发生剧烈波动时，会导致压缩机内部气流的紊乱，进而引发喘振。
（3）压缩机内部故障
如转子不平衡、轴承损坏、密封失效等内部故障，会导致压缩机运行不稳定，从而引发喘振。
（4）温度过低
氯气中间冷却器冬季时，冷却水温度控制过低，过低的氯气温度会导致流量计算值发生偏离，防喘控制系统认为流量严重偏离喘振控制线，导致防喘控制阀不停地不受控制地开关，致使出口压力波动频繁。当单位时间内压力波动的速度达到一定的值时，会引发喘振。
四、氯气压缩机喘振的危害
（5）参数设置
氯气压缩机PLC控制器是氯气压缩机的大脑，PLC内部关于参数的设置，对PLC而言起着关键性的判断作用，比如正常流量和进气流量的判定，氯气出口温度、出口压力的取样反馈时间设置、出口流量的设置和进口温度及吸气压力的设置。
在PLC控制系统，现场采集的四个参数参与防喘控制器内部的逻辑计算，如我司氯气压缩机分别是进口的吸气压力PT2451、氯气压缩机出口的流量FT2459、出口排气压力PT2459、出口排气温度TISA2459。
参数在设置时，选取合适的采集时间非常重要，过度的缩小采集时间间隔反而不利于防喘控制阀动作，类似于PID控制原理，较小的采集时间间隔在发生压力轻微波动时，PLC会引起较大的压差/时间“斜率”判断，造成频繁发出喘振报警，达到一定次数自动停车。在原始设置中，采集时间由0.05s修改为0.08s，解决了此类频繁触发防喘报警的“误报”问题。
（6）设备损坏
这一点能够很好地理解，氯气压缩机转子是高速运转的，正常情况下，一般达到10000～12000RPM，动平衡对其非常重要，从拆卸的转子来看，转子上焊接的一些“补丁”就是反复测试过程中厂商焊接上去用于解决动平衡问题的。
在《氯气压缩机中间冷却器泄漏原因分析与对策措施》中我们讲过，当氯气中水分或者硫酸雾未能处理合格，达不到氯气压缩机运行要求时，会造成氯气冷却器设备的穿孔漏水，氯气压缩机叶轮的含水性腐蚀冲刷，氯气中硫酸雾在叶轮上沉积，特别是进口导叶阀行星控制齿轮上附着沉积，造成动平衡被破坏、失稳。由于氯气含水处理不当导致的叶轮腐蚀，在初始阶段会表现为随着进口导叶阀的开大，氯气进口压力无法有效控制下降，氯气压缩机吸气能力下降较快，同时水分检测仪监控的数据有上升趋势。这种情况下，就一定要首先排除是否是氯气含水超标的问题，否则会造成氯气压缩机在短时间内转子均匀冲刷腐蚀，彻底失去功能而报废，这种过程往往较快。国内曾有一家公司发生此类情况，氯气压缩机转子在一周内发生因含水超标冲刷腐蚀报废。
发生机械性损坏，可能造成的直接后果就是氯气压缩机上几十个监控参数会发生数据的漂移偏向异常，比如监控氯气压缩机振动的X、Y方向的测振仪监测的数据、转子轴向水平方向串动的数据、异常磨损造成的油温的升高、齿轮箱回油温度的升高、油站过滤器的磨损杂质堵塞等等。必须要注意的是，均匀腐蚀有时候并不会造成数据的严重偏移让氯气压缩机自动触发连锁值停车。振动和位移参数触发的停车只是为了防止机组发生严重的震动，杜绝发生机毁人亡的事故发生。
机组发生损坏并不必然导致喘振，但严重的喘振往往会导致压缩机内部部件的强烈振动，进而引发轴承、密封等部件的损坏，缩短设备的使用寿命。喘振现象会使压缩机的运行效率降低，增加能耗，降低生产效率。
喘振现象严重时，如果是可燃气体等，可能导致压缩机内部发生压缩部爆炸、解体等安全事故，对人员和设备造成严重的威胁；氯气压缩机如果发生解体事故，不但可能会造成机毁人亡的严重事故，还有很大概率造成环境污染事故。
五、氯气压缩机喘振的基本原理介绍
5.1高速运转轴的临界转速原理
氯气离心式压缩机同其他高速回转机械一样会产生一种常见的机械运动——振动。其中防止系统产生共振是个十分重要的问题。下面介绍一下有关转子的临界转速现象及振动原理。
对高速回转的氯气离心式压缩机来讲，转子受材质以及加工技术等因素的影响，不可能做到“绝对的平衡”；因此在“轴心”与“质心”之间总有一个“偏心距”存在。在高速回转之时，整个系统受到周期性的离心干扰作用而会产生振动。这时如果作用于转轴的外来干扰力的频率（即转子的转速）恰好与转子的固有频率相等或是相近的话，系统就会发生共振，出现剧烈的振动现象，这就是所谓的临界转速现象。所以临界转速现象实质上就是共振现象。发生共振时的主轴转速称为轴的临界转速，数值上常常就是转子的固有频率。
一般来说，低速运转的机械，不会产生临界转速问题；因为转子的固有频率远远大于转子的转速。而临界转速问题主要是转轴的横向弯曲振动问题和扭转振动问题。一般情况下，机械系统的弯曲振动频率总是低于扭转振动频率，所以在提高机械的转速时，首先遇到的是弯曲振动频率。另外还会有“自激振动”现象，它是由摩擦、材料内摩擦以及轴承中的油膜作用而引起的。这是在振动系统本身产生的“非线性激振力”作用下所引起的“自振”。要说明转子的临界转速现象，我们就要回顾一下有关振动的基本概念。
[1]振动频率（frequency of vibrating）、周期（period）、振幅（amplitude）
任何一个物体都有一定的质量和弹性，当受到一种干扰、扰动或者按照一定的节奏的扰动持续作用下，就会作往复运动，这就是振动的缘由。
例如：弹簧秤吊着重物，如果用手将重物往下拉一下，然后突然松开的话，重物随同弹簧一起上下作着往复运动，这就是振动。从平衡位置开始往复一次回到原来位置的时间，称为周期。在单位时间内往复的次数，称为频率。振动时物体离开原来位置所能达到的最大位移，称为振幅。
[2]自由振动（free vibrating）
一个振动系统只受到初始的干扰后产生的振动称为自由振动。在振动过程中，不受干扰力的作用。以弹簧秤为例：手拉一下就是初始干扰，在干扰消失之后，弹簧振动就由弹簧与物体（重物）组成的振动系统进行了。这样的振动就称为自由振动。
[3]强迫振动（force vibrancy）
另外还有一种振动形式，就是振动系统的振动过程中始终受到一个周期性干扰力的作用，这种振动称为强迫振动。显然这种振动的频率是和干扰力的频率是一致的。对于氯气离心式压缩机组来说，转子的干扰力有气流的冲击、转子的转速、转子同心度不准的作用力（以上均为外来的干扰力）。另外转子的不平衡产生的内部离心力，这些干扰力都是周期性的作用于转轴上。以单级压缩机转子为例：
由于转子的质量m不平衡和偏心e所产生的离心力为：
Pc=meω2
式中：pc——离心力；
m——质量（不平衡）；
e——偏心；
α——离心力和水平方向x轴的夹角，
α=ωt；
ω——角速度；
t——时间；
在水平方向x轴上的离心分力：pcx=meω2 cosα
在垂直方向y轴上的离心分力：pcy=meω2 sinα
pcx=meω2 cosωt；pcy=meω2 sinωt；
这就说明转子的偏心和不平衡质量的存在，使得主轴的径向和轴向产生了两个周期性变化的干扰力，这个干扰力与转速的平方成正比，干扰力的圆频率就是转子转动的角速度。干扰力迫使转子产生横向的强迫弯曲振动。这样的振动是压缩机最为常见的问题，也就是主轴的临界转速问题。其实质上就是使机械发生共振时的转速。
实验研究表明，当转子的转速n与转子的固有频率nc大致相等时，就会出现临界转速的现象，转子的振幅将随之急剧地增长。（n/nc=1）从理论上来讲，振动的振幅可以达到无穷大，由于实际上存在着阻尼，因此振幅不会无限制的增长；可是也已经达到了非常大的数值了，足以引起主轴转子的严重破坏。
转轴的临界转速往往不止一个，它是与系统的自由度数目有关的。一般来说，一个转轴带有一个自由度系统，它就存在一个临界转速；两个转子就带有两个临界转速。对于带有三个以上的转子的压缩机，就具有三个以上的临界转速和振型。以上纯系忽略转轴本身的质量，将转子看作为一个集中载荷，即转子的重量大大高于转轴的重量。从理论上来说。不带转子的轴具有无限多个自由度，也就是具有无限多个临界转速。但是工程上具有实际应用价值的是最小的几个临界转速。
一般来讲，机械的工作转速（由原动机或齿轮变速确定）是给定的，因此设计过程中需要先算出转轴的临界转速，尤其是它的一、二阶临界转速，以判断转子运行是否在安全操作的范围之内。
5.2氯气离心式压缩机性能曲线
氯气压缩机的性能曲线可以直观地看出氯气压缩机的出口压力、进口导叶阀开度所表征对应的当前状况；防喘控制线直观地指出了当前所需最小氯气流量，低于该值可能会引发喘振。
[1]压缩机性能曲线的涵义
氯气离心式压缩机的性能曲线又称“特性曲线”（speciality curve），它真实反映机组运行时工况的变化。因为即使在恒定的转速情况下，压缩机的容积流量不可能是个“定值”，这就是“透平式”压缩机与“容积式”压缩机所不同之处。压缩机的容积流量是随着氯气管网中压力（背压或称为管网端压）的不同而改变，也是随着机器效率、功率的变化而改变。
为了真实反映机组运行中工况条件变动以后机组性能的变化情况，通常把机组在不同流量流通情况下，机组的排出压力（或压力升高比）、功率和压缩机效率的变化关系用曲线形式直观表现出来，这些曲线就称为机组或“级”的性能曲线。一般可以认为整台机组的性能曲线决定于每一级的性能曲线。性能曲线的横坐标通常用压缩机的进口容积流量作参数（此举是便于不同机组的等同比较）；而对应的纵坐标则为机组的排气压力（绝对压力）或者压力升高比，这类“特性曲线”称为“压力曲线”。如果纵坐标采用压缩机的轴功率的话，就称为“功率曲线”；也可以是压缩机或者各级的效率，就称为“效率曲线”。每一条曲线都对应一个固定的转速。
有了这样的性能曲线，就可以根据客户的要求，选配相应的压缩机，并且可以选配电动机。在压缩机的运行过程中，可以根据机组在管网的工况条件去分析机组的工作状态，确认其在安全、高效区工作，是否达到压缩机设计工况的运行点。
一般压缩机的特性曲线是由制造机组的厂家依据试验数据整理绘制，所提供的技术说明都提供这样的特性曲线，以供使用时参考。
[2]压缩机性能曲线的特点
氯气离心式压缩机的性能曲线是多种类的，尽管有的压缩机所标的铭牌参数相同，诸如：转速、排出压力、进机流量、轴功率等都相同，但是绘制出来的性能曲线却有不同。下面把压缩机性能曲线的特点分析一下。
（1）决定性能曲线形状的因素
在看压缩机性能曲线时，就会发现曲线的形状各异，曲线的曲率半径大小也不一样，这究竟是什么道理呢？为此我们只能从压缩机的多变能头hpol与“进机流量”之间的关系分析起。多级压缩机是由许多“级”组成的，每一级压缩以后，气流的压力升高比并不是很高。如果不计气体重度变化的话，我们用计算压缩液体的静压头所需要的能量头方式近似计算压缩机的多变压缩能头。
单位重量的气体压头升高所需的能量：
hpol=（pK-pj）/γ
气体的压力升高比：
ε=1+γ/pj·hpol
由此可见，压力升高比与流量的关系是和“多变能头”与流量的关系相当的。对于“后弯式”叶轮的压缩机来说，多变压缩能头hpol与压缩机的进气流量呈一次方关系（叶轮的几何尺寸和圆周速度都为常数），就是随着气体的流通量增大而下降的直线AB。但是它忽略了流动过程中的“流道”损失部分。实际上由于“流道”中的气流摩擦、冲击等流动损失存在，气体所得的多变压缩能头还需要从理论的压缩能头中减去这部分损失的能量。而气体的流动损失和液体的流动损失一样，都是和流量的平方成正比的，因此将理论能头AB先减去流动损失成为A′B′，两者之差就是流动损失值。另外，还要减去冲击损失值（当然冲击损失只有在设计工况条件时才是最小的，而当工况条件偏离设计工况时都要增加）；因此再从A′B′中减去冲击损失Σhsh部分便得到A″B″曲线。（两头低、中间高的驼峰状曲线）这就是hpol与流量的关系曲线。而压力升高比形状与其差不多。所以上述原因也就决定了压力升高比与流量间的关系。通过上述分析可以得出结论：决定压缩机性能曲线的形状主要因素是叶轮对气体作功的特性和气体流动过程中损失的特性。
（2）转速增加对性能曲线的影响
上面已经知道压缩机性能曲线是由多变压缩能头hpol（叶轮对气体作功的特性）和流动过程损失的特性Σhhyd决定的，因此凡是影响到气体流动过程损失的因素自然会影响到压缩机的性能曲线。而压缩机的转速影响是最为明显的。因为压缩机的转速变化直接影响到气流的圆周速度。
u2=πD2n/60
而理论压缩能头hth与圆周速度的平方成正比，也是与转速的平方成正比。
hth=Ψu2·u22/g
当压缩机转速增加时，一方面机组的压缩比（ε）及出口压力（pK）将显著增加；另一方面，使气体流动的马赫数M增加（这是气流速度增大所致），就会使气体流动的损失增加，使得稳定工况范围缩小；在相同流量的变动范围内，流动损失增加得更多，为此性能曲线将变得“更陡”。
从不同压缩机转速下性能曲线的示意图中可以看出，当气体流量大到某一数值之后，性能曲线甚至接近垂直形状。这是因为转速增大、气流的马赫数也已相当大；如果再稍微增加流量的话，就使马赫数达到最大值，已经是堵塞工况了，再增大流量已经不可能了。
（3）“级数”对压缩机性能曲线的影响
在压缩机的运行过程中，前一级的工况条件改变总要引起下一级工况条件的更大程度的改变。譬如：前一级的进口容积流量增加了5%，对于离心泵或者鼓风机来说，该级的出口容积流量也增加相同的量。然而对于氯气离心式压缩机来说就不同了。因为随着气体流量的增加，级的出口压力要低于原来值，会引起出口气体的重度减少，使得该级出口的气体容积流量或称进入下一级的气体容积流量增加幅度远大于5%。由此就会引起下一级工况发生更大的变化，使得冲击损失和流动损失增加更多些。对于多级的离心式压缩机来说，它的各级特性曲线相似，如果串接以后，整台机组的特性曲线显然要比单级的特性曲线显得“更陡”一些。在压缩机转速越高的情况下，每一级的压力升高比也越高；那么前一级的工况条件的变化引起下一级工况条件的变化程度越大，使得损失增加更多，这样的话，性能曲线更为陡。
（4）最大流量和最小流量的限制
一般氯气离心式压缩机的管网设置中包括机组的出口阀C（去分配台）、排气阀A（去除害塔）以及机组回流阀B（去机组进口）。如果打开排气阀门A的话，使管网中的阻力大为减少；机组的排气量增加，排气压力（主机出口排出压力）降低。当排气流量增加到一定程度时，排气压力下降非常快，性能曲线几乎是垂直下降。有两种情况要关注：
·由于在压缩机的“流道”某个截面处，气流速度相当高，首先达到音速。此时的气体流量已经达到临界流量（w=a），气流的马赫数M=1，再降低管网中的气流压力已经不能使流量再增加了。从而气流的流量也已经达到了最大值Qmax，这时再增加流量已经成为不可能，就是所谓的堵塞工况。于是排气压力下降很快，表现在性能曲线图上曲线呈直线下降趋势。
·另外，虽然气流速度未达到音速，但是由于进气流量增加，流动损失和冲击损失增加很快，使得压缩机所消耗的功全部用于克服损失，几乎没有能力提高气体的压力，因此再增加流量亦是不可能了。如果压缩机的转速越高，那么偏离设计工况使损失增加越快，因此达到最大流量的可能性越大，造成性能曲线越发陡峭。实际上压缩机的特性曲线是受到了最大流量的限制。
如果“关小”或关闭排气阀A去增加管网阻力，压缩机的排气量就会减少，排气压力相应有所增加。但是当排气量减少到一定程度时，排气压力就会出现波动，使得进压缩机的气体流量也大幅度波动，机组进入了“喘振”工况。一旦发生“喘振”，压缩机就出现最小流量（这就是“喘振”工况下的排气量）。主机受到最小流量的限制，如果主机转速提高，特性曲线就向增大流量方向移动，所以最小流量极限也向增大流量方向移动。
由此可见，压缩机有最大流量和最小流量的限制，再加上转速的限制就构成了离心式压缩机的稳定工作范围。这个范围越大，说明压缩机的特性越好。
〈注：本文未完待续，更多精彩见下期！〉
来源：本站原创
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