大型离心压缩机防喘振旁路快开阀的选择
防喘振阀的选型及动作时间探讨
阐述 防喘 振 阀 门 的选 型 ，压 缩 机 的防 喘 振 阀 门 的 口径 从 ＤＮ ２ ５到 ＤＮ ２ ０ ０ ０不等 ， 防 喘 振 阀 门 的选 型 ， 我 们 在 这里 主要 考虑 阀门 的结构 类 型和 阀门动作 时 间。
２ ． １ 防 喘振 阀 门类型 的选 择
关键词 ： 防喘振阀 阀门选型
介质 流动 过程 中 ， 力相 互抵 消 ， 具 有降 是采 取相 应 的防 喘振 装置 来 避免 喘振 ， 当压 缩 机 的流 量低 蒸 或者 空化 的场 合 ， 压 缩机 的防 喘振 阀 门 的前后 压 差在 ３ ＭＰ ａ 于 极 限 流 量 的 时候 ， 通 过 防 喘振 阀 门或 者放 空 阀、 切 断 阀 压 降噪 的作 用 ， 现场具有很 好 的使 用效果 。 来调 节 压缩 机 的 介质 流量 或 介质压 力 ， 让压 缩 机 的流 量 处 以内都 可 以选 用此类 型的 阀门 ， 于 稳 定 的 工作 状 态 。 这 需要 防 Ⅱ 嵩振 阀 门 的动 作 时 间 非 常 快， 如 果 防喘振 的动作 时间 不能 满足压 缩 机 的介 质 回流 或
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２ ． １ ． ３ 高压 差 阀门
因为压缩 机 的特 殊性 ，介质 全部 为可 压缩 的气 体 ， 受 到 介质 流量 、 压 差 、 温度 、 分 子量 等 因素 的影 响 ， 在 温度 、 压 者 介质 压 力无 法 达到 工作 时 稳定 状态 的要求 ， 就 有 可 能出
防喘振 阀的选型及动作 时 间 探 讨
陈 玉玲 （ 吴忠仪表有限责 任公司）
摘要： 针 对压 缩 机 在 工 业 生 产 过 程 中 的 重 要性 ， 介 绍压 缩 机 防 喘 现喘 振 。防喘 振 阀门 的动作 时 间一般 都 小于 ２秒 ， 下面 将 振 阀 门 的选 型 及 防 喘振 阀 门动 作 时 间 的计 算 ， 通 过 简 单 的介 绍 ， 在 选 型 过程 中 选 择 合 适 的 阀 门和 合理 的 附件 ，从 而 满 足 防 喘振 阀 门 的 要 求， 使压缩机避免喘振。
离心式压缩机的喘振及防喘振控制分析
设备运维离心式压缩机的喘振及防喘振控制分析张倩（青海盐湖工业股份有限公司化工分公司，青海格尔木816000）摘要：离心式压缩机和其他类型的压缩机相比较，它具有体积较小，流量比较大、正常状态下运行效率较高，最主要的是对它的维修及保养非常方便且简单等优点。
因此，在现代工业生产中已经广泛应用离心式压缩机。
但是，在实际应用中，由于离心式压缩机本身对气体的压力、流量发生的变化非常敏感，因此，在实际应用过程中离心式压缩机会发生喘振现象。
关键词：离心式压缩机；喘振；防㟨振；控制离心式压缩机发生喘振现象属于运行中的一种特殊形式，当正在运行中的离心式压缩机发生喘振时，气流很容易会发生严重的冲击，甚至于喘振严重时，离心式压缩机的内部零件会有不同程度的损坏，这也是导致压缩机正常运行中可能发生故障的原因之一。
因此，针对离心式压缩机运行中发生喘振现象，应釆取相应的有效措施加以控制，才能确保空心压缩机正常平稳的运行。
1离心式压缩机的工作原理离心式压缩机正常运行中的工作原理具体如下：压缩机在正常运行过程中，气体将会随着压缩机的叶轮而旋转，同时也会因受离心力的作用被甩出，大量的流进压缩机的扩压器中，在叶轮处形成一个真空地带，与此同时，一些末经处理的外界新鲜空气会逐渐流入叶轮中，通过叶轮不停的旋转，对气体不断的吸入又甩出，从而使气体可以保持连续不断的流动。
2离心式压缩机喘振出现的原因及影响因素2.1离心式压缩机出现喘振的原因第一，离心式压缩机系统受到的压力过大时，会造成喘振现象，具体原因有以下几点：(1)离心式压缩机在正常运行的状况下，突然停止工作，而压缩机内所存的气体未及时清空。
(2)压缩机管道出口处的逆止阀发生失灵现象，导致使用受阻。
(3)气体在阀门处聚集的容量过大，当气体进入压缩机的出口时，气体的流量发生了强烈的下降趋势，这种情况下，使压缩机的防喘系统没有足够的完成投自动的时间。
第二，空心式压缩机吸入的气体流量不足。
当压缩机正常运行过程中，吸入的气体流量如果低于喘振流量时，空心式压缩机的管道入口处的过滤器会出现异常。
离心式压缩机喘振故障分析与防喘振控制措施
离心式压缩机喘振故障分析与防喘振控制措施摘要：喘振是离心式压缩机非常典型的故障类型之一。
离心压缩机在日常运行过程中，如果发生喘振故障，那么就会影响其运行的稳定性，导致其性能缺失，最终致使生产无法正常进行。
文章探讨了离心压缩机喘振控制的重要性，总结了喘振故障的判定方法，分析了压缩机发生喘振的原因，并提出了防喘振控制措施。
关键词：离心式压缩机；喘振；流量；叶轮离心式压缩机在现代工业生产中发挥着重要作用，防喘振控制及逆流保护历贯穿其管理的全过程。
为了防止压缩机出现喘振故障，除了自控角度选择相应的控制策略、控制系统及现场仪表外，还可以从工艺管道设计选型、设备参数选择及运行过程中的操作和维护这几个方面综合考虑，最终才能确保压缩机能安全、平稳运行。
1离心式压缩机喘振故障控制的重要性化石能源输送、化工生产、钢铁冶炼、化肥生产等国家重点项目中都离不开基于离心式压缩机对气体的压缩与输送，可以说离心式压缩机是工业设计、生产、工程改造的重点对象。
离心式压缩机是一种基于回转运动原理的设备，其具有空间占地小、设备密度低、结构单元紧凑、运行稳定、输送压缩气体流量大等特点。
但是离心式压缩机运行时也会面对如喘振、稳定工作区域窄等技术问题，一方面会影响压缩机工作性能造成装置运行波动，另一方面也会造成压缩机故障或者寿命缩减。
例如喘振会导致离心式压缩机轴承润滑液体被破坏，导致轴瓦过电压损坏；离心式压缩机密封设备损坏，造成气体泄漏。
因此，准确的掌握离心式压缩机工作原理，掌握离心式压缩机出现喘振故障的诱导因素，制定采取一系列防止喘振的措施，保障离心式压缩机脱离喘振工作范围，是保证工业生产的关键手段。
2 离心式压缩机喘振故障的判断方法离心式压缩机发生喘振现象时会伴随着明显的机组和管道异常特征：（1）离心式压缩机和管道会发生周期性、高频率振动，这种震动会产生振动噪音，严重时整个离心式压缩机机组会发生激烈的“吼叫”噪音。
（2）机组外壳、轴承、机组配件等发生剧烈振动，振动频率、幅度随机变化，并伴随着剧烈、周期性的气流声。
离心式压缩机喘振原因及其预防对策
离心式压缩机喘振原因及其预防对策作者：任力红来源：《山东工业技术》2014年第14期摘要：离心压缩机是用高于0.015兆帕的排气来输送空气和其他各种混合气体的径流压缩机，这些空气、工艺气体和混合气体沿着规定的径向流动。
喘振是离心式压缩机在流量减少到一定程度时所发生的一种非正常情况下的振动。
当离心压缩机系统内的压力过高或者流量吸入不够等都会引发喘振现象，喘振对离心压缩机有着极大的危害，会破坏工艺系统的稳定性运行，烧毁轴承，缩短压缩机的使用寿命。
我们可以通过采用固定极限流量的防喘振系统或者在压缩机的出口管线上设置防喘振控制阀等方法防止离心压缩机产生喘振。
本文主要分析了离心式压缩机发生喘振的原因和危害，探讨了针对离心式压缩机发生喘振的预防对策。
关键词：离心式压缩机；喘振；原因；危害；对策1 离心式压缩机发生喘振原因和危害1.1 离心式压缩机发生喘振原因（1）当管道系统的容量过大的时候，离心式压缩机就会产生喘振；当流体机械发生问题的时候离心压缩机也会出现喘振现象。
当喘振产生的时候可以根据压力-流量特性曲线，确定喘振边界线、喘振点、喘振区。
无论是流体机械引起的喘振还是管道系统容量过大引起的喘振，都会破坏机器内部介质的流动规律性，产生机械噪声，引起工作部件的强烈振动，加速轴承和密封的损坏。
（2）当积灰堵塞烟风道或者烟风道挡板开度不足，都会引起机器系统阻力过大。
当两风机并列运行时导叶开度偏差过大使开度小的风机落入喘振区运行，风机导叶执行机构连杆在升降负荷时脱出，使两风机导叶调节不同步引起大的偏差，加之风机长期在低出力下运转，进而产生喘振。
（3）吸入流量过低，压缩机的转速偏高，压缩机排出口的管网压力过高，压缩机进气温度升高等原因都会引起离心式压缩机发生喘振。
在设备运行的时候由于没有将防喘振系统设置成自动功能，当外界条件变化的时候同样会引起压缩机发生喘振。
1.2 离心式压缩机喘振的危害（1）喘振会损害风机和管道系统。
选型和铺设方面可以预防离心风机喘振
选型和铺设方面可以预防离心风机喘振离心风机出现喘振现象的时候可能会引起设备的强烈震动，不仅影响正常的使用，也大大增加了零部件的磨损，所以说有必要采取防喘振的有效措施。
1、风机选型在购置风机时，要尽量避免出现马鞍形的性能曲线，即没有左下部性能曲线。
因为喘振多出现在这部分性能曲线上；即使没有只具有右下部性能曲线的风机，要尽量使性能曲线最高点K向左移动，即压力最高点的流量Q(K)尽量小些，或者性能曲线的左下部尽量平坦些，这对预防喘振的发生都是有利的。
2、设置放风阀为保证通风机中的气体流量大于喘振流量而稳定的运行，可在风机的排气管设一放气阀，将一部分气体Qb放掉，另一部分气体Qc输送给管网(这一部分流量可以小于喘振流量)，这种方法是最简单的防喘振方法，在风机中被广泛使用，其缺点是将经过风机叶轮获得能量的部分气体白自地放掉，使整修装置的效率下降。
3、喘振界限向小流量区移动在风机安装及使用进程中改变风机转速、改变进口导流器叶片安装角、轴流风机的动叶可调等，都可使风机的性能曲线向小流量区移动，喘振界限也相应地向小流量区移动，这样就扩大了风机的稳定工况范围。
4、二阀操作法在风机的排气管上设置两个阀，把两个阀之间的容积固定为一值两个阀之间的容积相当一个贮气器。
第一个阀直接装在离心风机出口近的位置上，并用它作为节流阀，稍稍节流，就可以防喘振。
离风机出口远的第二个阀仅作为一个阻力。
实践证明：这种装置不仅可以达到使系统稳定运行的目的，对减小噪音也是有利的。
为了使整个系统运转定化，尽量采用短配管，凡管网必要的阀门，测流量用的喷嘴、灰尘过滤器等也应尽量靠近风机。
管网阻力小，如管路短时就难以产生喘振。
此外，日常维护保养时，大家也可以通过控制入口导叶、控制电机最大电流值、定期检查仪表仪器等方法来预防和减少喘振现象的发生。
离心式压缩机的防喘振控制详细版
文件编号：GD/FS-4241（安全管理范本系列）离心式压缩机的防喘振控制详细版In Order To Simplify The Management Process And Improve The Management Efficiency, It Is Necessary To Make Effective Use Of Production Resources And Carry Out Production Activities.编辑：_________________单位：_________________日期：_________________离心式压缩机的防喘振控制详细版提示语：本安全管理文件适合使用于平时合理组织的生产过程中，有效利用生产资源，经济合理地进行生产活动，以达到实现简化管理过程，提高管理效率，实现预期的生产目标。
，文档所展示内容即为所得，可在下载完成后直接进行编辑。
一、离心式压缩机的特性曲线与喘振离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。
对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。
离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的“喘振”。
喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。
离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二是管路系统中要有能自由升降的液位或其他能贮存和放出能量的部分。
因此，对离心泵的情况，当遇到具有这种特点的管路装置时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。
对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。
离心式压缩机防喘振措施
离心式压缩机防喘振措施离心式压缩机是工业生产中常用的一种压缩机，其工作原理是通过离心力将气体压缩。
然而，在使用离心式压缩机的过程中，有时会出现喘振现象，严重影响设备的正常运行和使用寿命。
为了解决离心式压缩机的喘振问题，我们需要采取一系列的防喘振措施。
我们需要对压缩机的系统进行合理的设计和优化。
在设计过程中，应根据实际工况和使用要求，选择合适的压缩机型号和规格。
同时，要合理安排压缩机的进出口管道，保证气流的顺畅和均匀。
此外，还应考虑到系统的冷却和排放问题，避免过热和堵塞导致喘振。
我们需要对离心式压缩机进行定期的维护和保养。
定期检查压缩机的各个部件和连接件，确保其处于良好的工作状态。
特别要注意清洁压缩机的滤芯和冷却器，避免因积尘和杂质堆积导致系统阻塞和喘振。
我们还可以采取一些降低压缩机喘振的技术手段。
例如，可以通过在系统中增加减振器来吸收和分散喘振产生的冲击力。
减振器的选择应根据系统的工作条件和压力来确定，以提高系统的稳定性和可靠性。
还可以采用自动控制系统来监测和调节压缩机的运行状态。
通过实时监测和分析压缩机的振动和压力数据，及时发现和预防喘振现象的发生。
同时，可以通过调整系统的工作参数和控制策略，降低压缩机的负荷和运行压力，减少喘振的可能性。
还需培养和提高操作人员的技术水平和安全意识。
操作人员应具备一定的机械和压缩机知识，能够正确操作和维护离心式压缩机。
同时，要加强安全教育和培训，提高操作人员对喘振危害的认识，遵守安全操作规程，减少人为因素导致的喘振事故。
离心式压缩机的喘振问题是一个需要重视和解决的技术难题。
通过合理设计和优化系统、定期维护保养、采用技术手段和加强人员培训等一系列措施，可以有效预防和降低喘振的发生率，提高离心式压缩机的工作效率和安全性。
离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型
晋升任职资格送审论文评审表论文编号：＿＿＿＿＿＿＿专业：生产过程自动化论文题目：离心式压缩机的防喘振控制与阀门选型内容摘要：离心式压缩机在工业生产中的应用越来越广泛。
本文对离心式压缩机的固有特性喘振进行了详细的分析。
重点分析了乙烯装置裂解气压缩机防喘振系统的独特设计、工作原理及在TPS控制平台上的逻辑实现，并对防喘振控制阀的合理选型进行了有益的探讨。
这为离心式压缩机防喘振控制系统的设计提供了值得借鉴的经验。
目录前言 (1)第一章喘振的产生及预防 (1)一、喘振的产生过程 (1)二、喘振的预防 (2)三、常用的防喘振控制系统 (3)第二章乙烯装置裂解气压缩机的防喘振控制 (5)一、概述 (5)二、防喘振控制系统的实现 (5)第三章防喘振控制阀的合理选型 (12)一、合理选型防喘振阀，至关重要 (12)二、防喘振控制阀计算的步骤 (13)三、以防喘振控制阀FV205为例说明阀门选型的计算 (14)第四章结束语 (16)前言随着石油化学工业不断的向大型化发展，越来越多的要求压缩机向高压、高速、大容量、高度自动化水平方向发展。
离心式压缩机由于有调节性能好、控制气量范围大、运行效率高，维修简单，较好的经济性能等特点，因此在大型化工装置中离心式压缩机使用的越来越多。
在某厂乙烯装置中，裂解气压缩机（GB201）、丙烯压缩机（GB501）、乙烯压缩机（GB601）、三元制冷压缩机（GB801）都采用的是离心式压缩机。
虽然离心式压缩机的应用非常普遍，但压缩机在运行过程中，有可能出现一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现剧烈震荡，同时压缩机本身也会剧烈震动，并发出“哮喘”似的吼叫声，这种现象叫做离心式压缩机的喘振。
喘振是离心式压缩机的固有特性，且对压缩机本身来说危害巨大，因此必须设置相应的防喘振控制系统，以确保压缩机的安全运行。
第一章喘振的产生及预防一、喘振的产生过程图1-1为离心式压缩机的P-Q特性曲线。
离心式压缩机防喘振控制方案教案资料
离心式压缩机防喘振控制方案教案资料离心式压缩机的喘振问题是指在运行过程中出现压比过大或出现流量脉动等现象，导致振荡、噪音和设备损坏。
离心式压缩机的喘振问题是由于压缩机与系统间动态过程的不协调而引起的。
为了防止离心式压缩机的喘振问题，可以采取以下控制方案。
1.增加系统阻尼增加系统阻尼是防止压缩机喘振的一种常用方法。
可以通过增加系统的阻尼器或减震器来利用机械的阻尼效应来消除或减小振动。
通过增加系统的阻尼，可以降低系统中的共振频率，从而减小振动的幅值。
2.优化压比控制策略合理的压比控制策略也可以有效地防止压缩机的喘振问题。
一种常用的方法是在压比过大的情况下，采取相应的控制策略来限制流量以降低压比，从而避免喘振的发生。
可以根据实际情况，合理设置压比限制或控制机组内压力的变化范围。
3.合理设计压缩机系统合理的设计压缩机系统也是防止喘振问题的重要措施。
首先，需要合理选择压缩机的型号和参数，确保其操作范围内能够稳定工作。
其次，需要合理设计系统的布局和管道连接，避免过长或过短的管道。
此外，还需要对系统进行严格的工程检验和调试，确保设计要求的达成。
4.定期维护检查定期维护检查对于防止离心式压缩机的喘振问题也非常重要。
通过定期检查压缩机的工作状态、阀门的操作情况以及管道的泄漏等问题，及时发现并解决潜在的问题，可以有效地减小喘振的风险。
总之，离心式压缩机的喘振问题是一个需要注意的技术问题，需要从系统阻尼、压比控制、系统设计和定期维护等多个方面进行综合考虑和控制。
通过合理的控制措施和工作维护，可以有效地消除离心式压缩机的喘振问题，确保系统的稳定和安全运行。
离心式压缩机组防喘振控制及应用
离心式压缩机组防喘振控制及应用中国石油天然气第七建设工程有限公司山东青岛 266300摘要：本文以揭阳石化空压站压缩机为例阐述了离心式压缩机喘振控制原理、操作点算法、防喘振控制功能及防喘振系统的调试与应用，对今后进行机组调试有着借鉴意义。
关键字：防喘振控制；操作点；性能曲线压缩机是石油化工装置的核心设备，其安全平稳运行对安全生产起着至关重要的作用,防止喘振是压缩机运行中极其重要的问题，许多事实证明，压缩机的大量事故都与喘振有关。
一、喘振的定义及发生的条件：1：喘振，顾名思义就像人哮喘一样，严重的喘振会导致风机叶片疲劳损坏。
喘振的产生与流体机械和管道的特性有关，管道系数容量越大，则喘振越强，喘振引起管道，机器及基础共振时，就会造成严重后果。
为防止喘振，就必须使流体机械在喘振区之外运转。
理论和实践证明，能够使离心压缩机工况点落入喘振区的各种因素，都是发生喘振的原因。
2：压缩机喘振的条件：压缩机发生喘振的根本原因就是进气量减少并达到压缩机允许的最小值。
①压缩机特性决定了转速一定的条件下，流量对应于出口压力或升压比，并且在一定的转速下存在一个喘振流量。
当压缩机运行中实际流量低于这个喘振流量时压缩机便发生喘振。
这些流量、出口压力、转速和喘振流量的综合关系构成压缩机的特性线，也叫性能曲线。
在一定转速下使流量大于喘振流量就不会发生喘振。
②如果压缩机与系统管网联合运行，当系统压力大大高出压缩机在该转速下运行对应的极限压力时，系统内高压气体便在压缩机出口形成很高的“背压”，使压缩机出口阻塞，流量减少，甚至管网气体倒流；入口气源减少或切断，压缩机都可能发生喘振。
③机械部件损坏或者部件安装不全，安装位置不准或者脱落，会形成各级之间或各段之间串气，可能引起喘振；过滤器阻力太大，逆止阀失效或破坏，也都会引起喘振。
④实际操作中升速升压过快，降速之前未首先降压可能导致喘振。
升速、升压要缓慢均匀，降速之前应先采取卸压措施，⑤工况改变，运行点落入喘振区。
离心式压缩机防喘振流量确定及防喘振阀选择原则
保 防 喘振 阀能 迅速 打 开 ， 一般 在 选 择 防 喘振 阀时 ，
通 常选 择一 个 流通 能力 大 、 应 迅 速 的 防 喘振 阀 。 反
由于 引起压 缩 机 喘振 的 因 素 很 多 ， 目前 工 厂 大 都 采用 专 业 的综 合 防 喘 振 控 制 系 统 ， ＩＣ Ｉｔ 即 Ｔ Ｃ（ｎｅ — ｇａ ｄｔｒｉｅ＆ ｃｍ ｒｓｏ ｏｔ１控制 系统 ， 要 ｒｔ ｂｎ ｅ ｕ ｏ ｐｅｓｒ ｎｒ ） ｃ ｏ 主
鹰缩孰
乙 ＥＹ２ ３Ｔ ５ 烯Ｔ ＬＥ２３Ｙ— 工 Ｅ１Ｄ）５ ５ Ｈ ＮＩＵＲ３ 业 ０，（ １ ｓ Ｎ
离 心 式 压 缩 机 防喘 振 流 量 确 定 及 防喘 振 阀选 择原 则
郭克伦 ，李玉鑫 ，张 晶
（ 国寰球 工程 公 司 ，北京 ，０ ０ １ 中 １０ ３ ）
摘
要 ： 绍 了如何 确定 离心’ 介 式压缩机 防喘振 流量和 ＩＣ Ｔ Ｃ控 制厂 家关于防喘振 阀的选择和计 算原
表 １ 裂解气压缩机各段参数
１ ２ 压 缩机 性 能 曲线 ．
压缩 机人 口的一股 流量来 消 除喘振 ， 于离心式 压 对 缩机 的防喘 振控 制 主 要有 定 极 限流 量 法 和变 极 限
图 １ 图 ２ 图 ３分 别 为裂 解 气 压 缩 机 一 至 三 、 、
段、 四段 、 段 的 性 能 曲线 。以 上性 能 曲 线 和 表 １ 五
防喘 振 控 制 阀 的 正 常 流 量 不 应 与 此 流 量 偏 离
过 大
门系数计算而不是取基准点 ｃ 值 的 ２倍 ， 但选取 喘 振 阀 是 基 于 。
ＩＣ Ｔ Ｃ厂 家 的计 算 原则 ， 在工 艺 设 计 中应 对 此 流 但
压缩机防喘振阀门的噪音和选型浅谈
关键词 ： 喘振
防 喘 振 阀 噪 音
低噪 音阀门
发生喘 振 的时候 ， 需要大 量 的气体
图 １ 喷射示意图
机 的气 体 流 量 和排 气 压 力 周 期性 的低 频 率 、 大 幅 度 的 波
形成一 股喘流 很大 的喷射 噪音。 阀 内件在 受 到喷射流体 的
冲击 后 ， 由于 套筒 和 阀芯 、 阀杆 和 导 向套 的间 隙 ， 阀 内件 会 动， 引起 机器 的强 烈 振 动 ， 这 种 现 象就 是 压 缩机 的喘 振 ［ ｜ ｌ 。 发生 刚性 的碰撞 ， 喷射噪 音和金属 的振 动噪 音的叠加 ， 噪音 当压 缩 机 出现 喘 振 时 ， 极 易 出现 流 体 倒 流 的现 象 ， 为 了避 高速 的气体 喷射到 阀 内件 表面 ， 免 出 现喘 振 的工 况 ， 一 般 是 把 防喘 振 阀打 开 ， 使 流 体 回流 会更加 厉害 。如 图 １所示 ：
力， 在 采矿 、 冶金、 化工、 医疗 、 食 品等 行 业 中 ， 压 缩机 是 必 的 气流 与 下 游静 止 的流 体 碰 撞 的 不可 少 的关键 设备 。 时候 ， 这时 的流体 的流速 会达 到最 １压 缩机 的 喘振 及其 危害 大， 会 把 大 量 的气体 卷 进 去 ， 从 而 当压 缩 机 的流 量减 少 时 ， 随着 旋 转失 速 的产 生 ， 压 缩
回流来 降低 喘振 的发生机 率 ， 防喘 压 缩 机在 现代 的各 行各 业 中都 扮演 着 重要 的角 色 ， 它 振 阀快 速开 启 ， 由于 阀门下游 的压 把低 压 气 体 转 换成 高 压 气体 ，为各 种 相 关 的 设备 提供 动 力 比较 小 ， 缩 机 的最 小工 作 流量 始终 大于 喘 振 的 导致 阀内件 随着 气体 的压力 波动而产 生振动。 １ ． ２ 涡流 噪 音 当气体 流经 障碍 物 时 ，由于 气 体 分子 最 小极 限流 量 。 当压 缩机 的流 量 出现 大 的波 动 ， 都会 导 致 粘滞 摩 擦力 的影 响 ， 具 有一定 速 度 的气 流与 障碍 物背 后相 压缩 机 的性 能会 出现 很大 的变化 ， 喘 振就 是 导致 出现 这种 在 障碍物 的下游 形成 带有 工 况 的 罪魁 祸 首 之 一 。 大量 回流 流体 在 通 过 防 喘 振 阀 门 对静止 的 气流相 互 运 动作 用下 ， 涡 流 的气 流 ， 这 些涡 流 不 断形 成又 不 断脱 落 ， 每 一 个涡 流 时， 导致 防 喘 振 阀 出现 噪 音 ， 尤其 是在 大压 差 的透 平压 缩 机 组上 面防 喘振 阀 门 的噪音会 更 大。导致 防喘 振 阀门产 生 的 中心 的压 强 低于 周 围流体 的压 强 ，每 当一 个 涡旋 脱 落 喘动 气 流 会 出现 ， 气 体 压 强跳 变 】 ， 这 些 喘动 的气 流通 噪 音 的主要 是 喷射 噪 音 、 涡流 噪 音 、 激波 噪 音 ， 下 面将 阐述 时 ， 过 障碍 物 的传递 ， 当达 到一定 程 度 时 ， 就 会 出现喘 流 噪音。 阀门 的这三 种 噪音 以及 产生 的原 因。 所 示。在 阀门中也 会 出现这 一现 象 ， 当高压气 体进 １ ． １ 喷射 噪音 当气流 从 管 口高速 喷 射 出来 与 周 围静 如 图 ２
离心压缩机喘振的预防及解决措施
１ 喘振 的判 别及 危 害
１１ 喘振的判 别 ． 喘振 一 般 可从 “ 观一 听 ” 判 别 ： ） 测压 缩机 出 口压 力 两 来 （ 观 １
性， 是压 缩机 损坏 的主要 诱 因之一 ， 为一旦喘 振发生 ， 因 压缩 主要 归纳 为以下几点 ：
机将 处于不安全 的工作状态 ， 因此 ， 离心式压 缩机的防喘振是
非常重 要的。
（） 缩机 转速 ： １压 随着 转速升 高 ， 缩 机压缩 比或 出 口压 压 力增 大 ， 气体 密度 也 随之增加 ， 后面 集 中容 积流 量迅速 下降 ， 加之气体 马赫 数升高 ， 流动损 失增 大 ， 致使压 缩机性能 曲线 向
作， 使一 些测 量仪表 仪器隹 确性 降低 ， 甚至 失灵。 因此 ， 防喘 振是离 心式压 缩机控 制的一个重要部分 。
中图分类号 ： Ｈ ５ Ｔ ４２
文献标识 码 － Ａ
文章 编号 ：０ ９ ２ ７ ２ １ ２ — ０ ２ ０ １０ — ３ ４（ ０ ０） ２ ０ ８ — ３
离心压 缩机 是一种 速度 式压缩 机 ， 是工 业生产 中 的关键 设备ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ， 由于其 具 有排 气压 力 高、 输送 流 量小 、 率 高、 效 结构 简 单、 体积 小 、 气体 不 受油污 染以及 正常 工况下 运转平稳 、 缩 压
著增 大 ， 组发 生强烈 的振 动 ； ） 测压缩 机 出 口管 路气流 机 （ 听 ３
（） 问冷 却器 ： ４段 气体 在经过 多段 串联压 缩过 程后 ， 力 压
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 和 温度 不断增 高 ， 而经 中间冷却 ， 气体 温度 降低 ， 其密度 的变
压缩机防喘振阀门的噪音和选型分析
压缩机防喘振阀门的噪音和选型分析摘要：压缩机在工业生产中应用非常广泛，但由于压缩机会产生较大的噪音污染，所以对压缩机防喘振阀门的选型，是降低压缩机噪音的关键点，在对压缩机防喘振阀门的选择中，根据实际情况选择对应的阀门，不仅可以降低噪音污染，而且还可以确保压缩机能够正常稳定的运行。
关键词：压缩机；防喘振阀门；选型分析引言：压缩机主要用于石油、化工、冶金等行业中，通过提高其压力和输送压缩介质，将低压力转换为高压气体的功能，给各种相关设备提供了必要的动力，所以压缩机在工业行业中是必不可少的关键性设备，对于工业行业的发展起到了巨大的推动作用，因此采用安全可靠的压缩机防喘振阀门对于整个工业生产安全起到了重要的保护作用。
1.压缩机喘振发生的原因分析1.1压缩机升速压过快压缩机在正常工作运行中，要保证速度和压力的上升缓慢均匀，如果无征兆的出现升速或者降速情况，就会导致压缩机发生喘振。
比如在初选防控、回流等过程中，会导致转速降低后，压缩的气体倒流，而使压缩机喘振发生故障。
1.2设备零件故障任何机械设备在使用的过程中，都会出现零件故障的情况，由于压缩机属于机械密封，在平衡盘密封时，相关的O型环等部件因为安装位置不全以及安装位置不准确的情况下，会使压缩机的相关零部件出现脱落的情况，最终会影响到压缩机的正常使用，使压缩机发生喘振[1]。
如果压缩机的过滤器阻力比较大的时候，随着逆止阀的失效或者破损，同样也会引起压缩机喘振的情况发生。
1.3介质异常状态引起喘振压缩机发生喘振可能与气体的介质有着很大的关系，因为气体的状态会影响到压缩机压缩的介质流量，从而使喘振的流量受到影响，使压缩机喘振发生故障。
常见影响压缩机喘振的介质有进气温度、压力、气体成分等因素，随着喘振转速不变的情况下，出口压力也在不变的情况下，气体入口的温度增加容易发生喘振。
但是随着压缩机运行中的转速逐渐变得均匀后，随着进气压力的升高，压缩机的喘振值则会增加，当转速不变的情况下，而气体分子量却逐渐减少的情况下，也会发生喘振的情况。
压缩机防喘振阀门的噪音和选型浅谈
压缩机防喘振阀门的噪音和选型浅谈针对压缩机在工业生产过程中的重要性，分析压缩机防喘振阀门打开时产生的噪音类型，分析其产生原因，通过对噪音的介绍，选择合适的阀门结构型式，最大程度上降低压缩机配套阀门的噪音。
标签：喘振防喘振阀噪音低噪音阀门压缩机在现代的各行各业中都扮演着重要的角色，它把低压气体转换成高压气体，为各种相关的设备提供动力，在采矿、冶金、化工、医疗、食品等行业中，压缩机是必不可少的关键设备。
1 压缩机的喘振及其危害当压缩机的流量减少时，随着旋转失速的产生，压缩机的气体流量和排气压力周期性的低频率、大幅度的波动，引起机器的强烈振动，这种现象就是压缩机的喘振[1]。
当压缩机出现喘振时，极易出现流体倒流的现象，为了避免出现喘振的工况，一般是把防喘振阀打开，使流体回流到压缩机入口，让压缩机的最小工作流量始终大于喘振的最小极限流量。
当压缩机的流量出现大的波动，都会导致压缩机的性能会出现很大的变化，喘振就是导致出现这种工况的罪魁祸首之一。
大量回流流体在通过防喘振阀门时，导致防喘振阀出现噪音，尤其是在大压差的透平压缩机组上面防喘振阀门的噪音会更大。
导致防喘振阀门产生噪音的主要是喷射噪音、涡流噪音、激波噪音，下面将阐述阀门的这三种噪音以及产生的原因。
1.1 喷射噪音当气流从管口高速喷射出来与周围静止的气流发生强烈的混合而发生的噪音[2]，在压缩机组中，当压缩机发生喘振的时候，需要大量的气体回流来降低喘振的发生机率，防喘振阀快速开启，由于阀门下游的压力比较小，在阀芯的节流口喷射出的气流与下游静止的流体碰撞的时候，这时的流体的流速会达到最大，会把大量的气体卷进去，从而形成一股喘流很大的喷射噪音。
阀内件在受到喷射流体的冲击后，由于套筒和阀芯、阀杆和导向套的间隙，阀内件会发生刚性的碰撞，喷射噪音和金属的振动噪音的叠加，噪音会更加厉害。
如图1所示：高速的气体喷射到阀内件表面，导致阀内件随着气体的压力波动而产生振动。
论离心式压缩机防喘振分析及措施
h pol
-1 p1 m m m RT1（ ） - 1 m -1 p2
图 1 离心式压缩机的特性曲线
图 2 闭路循环结构图
hpol-多变压缩功；m-多变指数；T1-进气温度；p1、p2-进、排气 压力；R-气体常数。由公式（1）可知，进、排气压力、气体分子量、 进气温度都会对压缩功造成影响，使压缩机性能变化。变极限流量 法使压缩机在不同的工况下自动改变 FC 的设定值，使安全裕量保 持定值。如图 1，当流量由 QP 变化到 QA 时，可以调节转速从 n2 到 n3，使安全裕量保持定值，这样既可防止发生喘振，又可节约能源。 3.3 变频器调速法防喘振 变频器控制压缩机有着很大的优点具体如下：电网不会受到压 缩机的启动时带来的损害。和没有是使用变频调速器的压缩机比较 来说，很大的程度上减少了了压缩机因使用旁路调节法带来的能源 浪费。当压缩机启动时所需负荷较大，PLC 接收到相关信号后，输 出控制信号使变频器频率增大，电机开始旋转并使转速逐渐升高， 实现压缩机的快速启动。当压缩机所需负荷降低时，PLC 输出控制 信号使变频器频率降低，从而降低压缩机转速，让压缩机在低负荷 运行，达到所需的流量要求。但是当变频器频率过低、压缩机转速 过小时能耗反而上升。将变频器与调节阀和变极限流量法配合使用 可以获得更好的调节效果。 4 结束语 现代化工企业中大型气体离心压缩机的正常运行和企业的经济 效益是联系在一起的。一但压缩机被迫停车或者损坏会给企业带来 很大的经济损失。对于压缩机的喘振控制是我们从业者，需要长期 专研的课题。通过固定极限流量法、变极限流量法和变频调速法防 止喘振已经得到了十分广泛的应用。压缩机喘振现象发生的原因有 很多，这需要我们更加进一步的研究。做到及早的发现和第一时间 的解决，保证压缩机稳定长时间的无故障运行。 参考文献： [1]李文华,钟瑞兴.离心压缩机性能预测方案探讨[J].压缩机技术,2007 (5). [2]荐保志.离心式压缩机喘振分析及解决措施[J].中小企业管理与科 技,2013(10).
离心式压缩机的防喘振控制
离心式压缩机的防喘振控制一、? 离心式压缩机的特性曲线与喘振离心式压缩机的特性曲线通常指：出口绝对压力户2与人口绝对压力p1之比(或称压缩比)和入口体积流量的关系曲线；效率和流量或功率和流量之间的关系曲线。
对于控制系统的设计而言，则主要用到压缩比和入口体积流量的特性曲线，见图6—20中实线。
离心式压缩机在运行过程中，有可能会出现这样一种现象，即当负荷降低到一定程度时，气体的排出量会出现强烈振荡，同时机身也会剧烈振动，并发出“哮喘”或吼叫声，这种现象就叫做离心式压缩机的“喘振”。
喘振是离心式压缩机的固有特性，而事实上少数离心泵也可能喘振。
离心泵工作中产生不稳定工况需要两个条件：一是泵的玎—Q特性曲线呈驼峰状；二是管路系统中要有能自由升降的液位或其他能贮存和放出能量的部分。
因此，对离心泵的情况，当遇到具有这种特点的管路装置时，则应避免选用具有驼峰型特性的泵。
?对离心压缩机，由于它的性能曲线大多呈驼峰型，并且输送的介质是可压缩的气体，因此，只要串联着的管路容积较大，就能起到贮放能量的作用，故发生不稳定跳动的工作情况便更为容易。
连接离心式压缩机不同转速下的特性曲线的最高点，所得曲线称喘振极限线，其左侧部分称为喘振区，如图6—20中阴影部分。
喘振情况与管网特性有关。
管网容量越大，喘振的振幅越大，而频率越低；管网容量越小，则相反。
二、? 引起喘振的因素如上所述，当离心式压缩机的负荷减小到一定程度时，会造成压缩机的喘振，这是引起喘振的最常见因素。
除此之外，被压缩气体的吸入状态，如分子量、温度、压力等的变化，也是造成压缩机喘振的因素。
吸入压力的变化，会影响压缩机的实际压缩比。
当吸人压力》l降低，所需压缩比增大，压缩机易进入喘振区。
对于吸人气体的分子量变化，压缩机特性曲线的改变情况如图6—21所示。
图中清楚地表明，在同样的吸入气体流量QA下，分子量大，压缩机易进入喘振区。
当吸人气体温度变化时，它的特性曲线将如图6—22所示。
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摘 要：本文对引进装置中，联邦德国林德公司设计的压缩机防喘振 系统进行了分析，提出了自己的看法并专门论述了压缩机防喘振放空 阀的选型和“软着陆”问题。（1996） 关键字：
一、问题的提出 由日本 UBE 引进的三套 30 万吨大型合成氨基树脂装置中，其空分由 联邦德国林德公司设计。从镇海、乌鲁木齐两厂空分空压机防喘振系 统运行来看，原设计的防喘振系统，难于确保系统不发生喘振。特别 是氮压机跳车，造成负荷大幅度减少，防喘振调节系统仍按一般的过 程去调节，显然没有足够的把握免于喘振。因此镇海、乌鲁木齐两厂， 已对这一系统进行了改造，并取得了较好的效果。 原林德设计，采用两段变极限防喘振系统（见图 1）。其中：
图4 对于不同的快开阀，打开时间和打开时的撞击不一样，这就要求我们 有调节的手段，保证每一个阀都能按图 3 的曲线动作。因此贮气罐容 积和阀 V 的开度，就是我们实现这一目的而应当确定的。 当电磁阀带电时，FZV 阀关闭，这时电磁阀 A→B 接通。膜头容积 V 关， 膜头压力 P 关 0.2 MPa，当电磁阀失电，电磁阀 B→C 导通，FZV 阀打 开 80%。这时膜头容积 V80，压力 P80=0.072 MPa。设贮气罐的容积为 V 罐。 我们把膜头这一压力变化过程视为等温过程，按波-马定理则有： P 关*V 关=P80*（V80+V 罐） 于是 （V80+V 罐）/ V 关= P 关/ P80 = （0.101+0.2）/（0.101+0.072） = 1.75 由于 V 关和 V80 的数值不易确定，因此 V 罐的准确值也就没法确定。这 里我们用试验的办法来确定 V 罐。
图3 若 FZV 阀有图 3 所进示的打开时间和开度的曲线。即能使得 FZV 阀快 速打开 80%，使压缩机不至发生喘振；又能在 80~100%的开度上 FZV 阀缓慢打开，不引起碰撞，实现“软着陆”。 上边的想法，就是用图 2 中的贮气罐来实现的。这就是说 FZV 阀打开 时，膜头内的压力不是直接排入大气，而是先排入贮气罐，然后通过 罐上的阀门 V 慢慢泄入大气中。见图 4。
行程
75mm
150mm
讯号压力
0.04~0.2 MP a
0.02~0.1 MPa
有信号时
关闭
关闭
执行机构
正作用
双缸作用，无反作用弹簧
配用电磁阀
三通
四通
作用时 打开 2 秒左右
5~10 秒间 关Biblioteka 大于 10 秒5~10 秒
特性
线性
快开
CV
640
价格
5820.00
2500.00
三、“软着陆”问题
在解决快开阀加快的同时，也必须考虑阻止快速动作的措施。这样才
无间隔时间的作用，可以使 FZV 阀快速打开。按乌鲁木齐厂的使用情
况看，打开时间可以小于 2 秒。所以对于快速打开来说，显然薄膜阀
优于气缸阀。现对两种阀予以列表比较。
比较项目
薄膜阀
气缸阀
阀的型号
VDC 笼式双座 阀
ZSHO-16 球阀
口径
Dg=200
Dg=125
压力
Ρg：JIS20K
Ρg：1.6MPa
图2 PdT：差压变送器，范围-20000~20000Ρa。 电磁阀：三通，48V DC，带电 A→B；失电 B→C。 FZC：快开旁路阀，和 FCV 阀并联。 另外，在三通电磁阀 C 端接一个贮气罐。贮气罐由阀门 V 控制排空量。 在正常情况下，防喘振调节由 PT、FT、FIC、FCV 和系数设定装置， 实现 b（b1、b2）线的分段变极限控制作用。在这种情况下，ΡdT 值 为：
图1
a 、b（由 b1 和 b2 构成）分别是防喘振极限和防喘振控制线。θ1、 θ2、θ3 为空压机入口导向叶片的角度。对于防喘振控制线有： Q≥（Kp 出/P 入）±β'≈K'p 出±β' 其中 K'≈K/p 入。 以Ρ出和系统设定系统构成防喘振调节系统的给定；以压缩机一段入 口的流量 Q 作为测量，来控制空压机出口的防空洞量 Q 出。 为了使喘振不发生，我们对原设计进行了修改（见图 2）。增加了以 下设备：
首先按膜头容积（粗算值）确定一 V´关值。并按 V´关值的大小，做一个 小铁罐，使它的容积 V´罐=1.7V´关。在铁罐上加装阀门 V 和 U。这里阀 U 选 1" 的闸阀。 其次，往铁罐里装一些小石粒或不挥发的油。 最后对图 4 的系统通电做实验确定 V 罐和 V 阀的开度。通过反复打开阀 U，改变铁罐中小石粒（或不挥发的油）的多少，来确定 V 罐。同时反 复改变阀 V 的开度，调节 FZV 阀打开时间。直到 FZV 阀能在 2 秒内打 开 80%以上；同时在 90~100%的开度范围中、调节阀没有很明显的撞 击为限。
PF-（K'P 出±β）≥-3200Pa 这时，电磁阀带电 FZV 阀关死。如果这样的防喘振调节作用不能遏制 喘振的发生，闯过了 b 控制线，那就必须有一个强有力的遏制作用， 把喘振快速有效地卡死在最后一道防线 C 线上。即当 -20000Pa≤Q-（K'P 出±β）<-3200Pa 会使三通电磁阀失电，B→C 接通，FZV 阀快速打开。这样顺振的危害， 就被遏止了。因为 C 线是最后一道防线，因此有以下几点要求： 1、C 线的作用必须可靠、及时，但不能超越 b 控制线。 2、FZV 阀有足够的流通能力。 3、FZV 阀两位动作。由全关到全开的动作时间不应大于 2 秒。 4、FZV 阀快开时，不至有太强的冲击力而使阀的部件损坏。 关于 1 和 2 本文不予阐述。现就 3 和 4 两点的考虑予以说明。 二、旁路快开阀 FZV 的选择 目前吴忠仪表厂生产的调节阀里，有两种阀引起了我们的关注。第一 种是 VDC 薄膜双座笼式阀，Dg=200，动作时间大于 10 秒。第二种是 ZSHO-16 气缸阀，Dg=125 动作时间大于 5 秒。选哪一种做我们的 FZV 呢？虽然气缸阀动作时间比气动薄膜阀小，但我们还是选用了薄膜 阀。其原因是： FZV 阀，是一个气关阀。对我们来说关闭时间的大小并不很关心，我 们应着眼于 FZV 阀的打开时间。对于气缸阀，不管开还是关，其动作 时间都大于 5 秒。显然不能满足 2 秒的要求。而薄膜阀，关闭时间虽 然大于 10 秒，但它打开时，由于膜头压力的快速排泄和反作用弹簧
能使快开阀在“加快”和“阻快”两种作用共同参予下工作在可控的
状态下，有些未考虑“阻快”措施的快开阀，往往由于阀的可动部分 运动到极限位置速度太快，与不动部件产生很强的撞击，而使某些部 件损坏。我们把这种撞击现象，用卫星回收技术中的“硬着陆”一词 予以描述。我们随时都可以举出“硬着陆”造成快开阀破坏的例子。 因此，我们应当解决 FZV 阀的“软着陆”问题。