压缩机的喘振与失速-译文第3章
压缩机异常喘振原因分析及有效对策
压缩机异常喘振原因分析及有效对策1、引言在多年对电力、冶金、石油化工、煤化工、油田、航空等行业轴流式压缩机和离心压缩机的状态监测及故障诊断工作中，发现不论是新投产的机组、还是运行多年的机组，都由于各种不同原因引起喘振或旋转分离，经常看到因为喘振问题造成机组振动过大，联锁停机、推力瓦磨损、径向瓦磨损、叶轮开裂、叶片断裂、部件磨损、管线开裂等等问题，引起问题的原因很多，本文列举了13种，并给出7种典型喘振原因案例，包括相应对策和效果，案例和方法基本都是笔者独创和首次提出应用的，没有资料可以参考和借鉴，而应用效果验证了解决问题方法的正确性。
同时本文提出一点设想。
2、旋转分离与喘振常见的与不常见的原因对于离心与轴流式压缩机，由于入口流量低于性能曲线对应的转速下的流量，因为叶片入口安装角的微小误差，会在某只或某几只叶片的非工作面发生边界层分离，并且沿着旋转方向依次发生，故称为：旋转分离，当流量进一步降低，旋转分离在所有流道和整级、整机发生，并和出口罐及管系联合作用，就会发展成喘振；造成喘振的物理机理很简单，而对于一起起发生在具体机组上的喘振故障，所引起喘振的具体原因，却是形形色色、各种不同的存在。
比如发生在西南地区某石化乙烯气透平压缩机进口管线、或出口管线、及机内通流截面局部堵塞引起的，发生在中油辽宁某石化的乙烯气离心压缩机组的喘振是防喘系统控制逻辑问题造成，每天损失产值过亿圆，中石化武汉中韩石化开工过程中乙烯气透平压缩机组喘振是由于入口罐引液不足问题造成，损坏了干气密封；中油东北某石化空分装置透平压缩机的喘振是因为环境湿度过大造成；山东某石化丙烯气透平压缩机喘振是入口气体温度过低造成的；华能公司某电厂的多轴式离心压缩机引起的喘振是环境粉尘造成的，造成机组无法运行；神华某煤化工企业甲醇气透平压缩机喘振是工艺系统反应收率低引起的，每年损失1.8亿圆；西南某石化丙烯气循环压缩机喘振是机后换热器管束粘结物料问题引起的；东北某石化甲烷气透平压缩机喘振是降速过程转速与流量不匹配问题引起的，中海油某石化透平压缩机喘振是现场没有进行实际气体防喘标定造成的，东北某石化焦化装置透平压缩机喘振是选型过大引起，中油、中石化多台新比隆二氧化碳透平压缩机喘振是设计问题造成的，西北某煤化工企业透平压缩机喘振是改造问题引起的，等等。
压缩机的喘振现象及控制调节
压缩机的喘振现象及控制调节杨鹏新疆大学摘要：离心压缩机具有处理量大、体积小、结构简单、运转平稳、维修量小以及压缩气体不受油污的特点。
近几年在石油化工、冶金、机械等行业广泛运用，比如在西气东输工程中全线选用的是离心压缩机。
但是它在一些特定工况下会发生喘振，使压缩机不能正常工作，稍有失误就会造成严重的事故。
因此，压缩机不允许在喘振状态下进行只能采取相应的防喘振控制方案。
本文介绍了离心压缩机工作过程中喘振产生的机理、喘振的控制原理、喘振的危害及常用的判断方法。
分析喘振发生的主要因素，并且对喘振控制方法进行比较和分析。
关键词:离心压缩机；喘振；控制一、概述离心压缩机是透平式压缩机的一种，具有处理量大、体积小、结构简单、运转平稳、维修量小以及压缩气体不受油污的特点。
近几年在石油化工、冶金、机械等行业广泛运用，比如在西气东输工程中全线选用的是离心压缩机。
离心压缩机的安全可靠运行对工业生产有着非常重要的意义。
然而，离心压缩机对气体压力、流量、温度变化较敏感，易发生喘振。
在1945年英国首先发现了离心压缩机的喘振现象并引起人们注意。
喘振是离心压缩机的一种固有现象，具有较大的危害性，是压缩机损坏的主要原因之一。
如果能有效避免发生喘振，离心压缩机的维修量非常小；而发生喘振往往造成设备叶轮、主轴、轴承、导叶等重要部件损坏，有时甚至导致整个机组报废。
因此，应当结合生产实践，逐步掌握喘振的机理，掌握喘振的影响因素，采取有效的防喘振控制措施，提高压缩机的抗喘振性能和运行可能性。
二、喘振及相关名词(一) 喘振离心压缩机在运行过程中，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，这种现象叫做压缩机的“喘振”。
（二）特性曲线压缩机出口绝压Pd与入口绝压Ps之比（或称压缩比）和入口体积流量的关系曲线（见图1）。
（三）喘振极限线将不同转速下的压缩机特性曲线最高点连接起来所得的一条曲线，即为压缩机喘振极限线（见图2）。
第3章(第一节)-压气机的原理和特性PPT课件
考虑摩擦损失时：单位质 量气体的损失随流量的增
大而增大
考虑考虑漩涡损失时：存 在使压比最大的最佳流量
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3.多级压气机的特性线
➢特点
①压比随流量变化一 般不存在左支，喘振点 出现在右支上；
②压比和效率随流量 变化的特性线较单级陡 峭，高转速下几乎成垂 线，导致其工作范围变 窄。
气流轴向脉动的频率和 振幅与管网容量大小相 关
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3.压气机的阻塞
➢阻塞的特征
压气机流量无法进一步增加；
压比及效率大幅度降低。
➢阻塞的产生原因
单级 压气 机阻 塞的 原因
高转速下的声速阻塞 —— 即气流流速达到声 速，流量达到最大临界值，形成气流阻塞。
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2.压气机的喘振
➢ 压气机喘振的特征
压气机的流量时增时减； 压力忽高忽低； 整个机组剧烈振动并伴随特有轰鸣声。
➢ 压气机喘振的原因
内因（根本原因和必要条件）—— 压气机失速； 外因—— 压气机下游存在容积较大的管网部件。
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➢ 喘振与失速的区别
比较项
失速
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5.轴流式压气机的效率和能量损失
能量损失
理
想
压
缩
压气机效率：
功
c W Ws 100%c WWs hc
1hc
W
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输 入 的 机 械 功
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压气机的能量损失
➢内部损失
① 型阻损失（影响因素：叶型） a、叶栅表面附面层中产生的摩擦和脱离现象引起； b、叶片表出口尾迹中的涡流以及与主流的掺混； c、在超音速气流中发生的激波现象等引起的能量损失。
离心式压缩机喘振产生的原因分析及解决方案
离心式压缩机喘振产生的原因及解决方案一一离心式压缩机是工业生产中的重要设备，其具有排气量大、结构简单紧凑等优点，但也存在一些缺点如稳定工况区间较窄、容易发生喘振。
喘振给压缩机带来危害极大，为了保障压缩机稳定运行，必须应用有效的防喘振控制。
本文主要介绍了离心式压缩机喘振产生的原因，详细叙述了压缩机防喘振的意义与方法，以离心式空气压缩机为例，基于霍尼韦尔DCS系统如何实现防喘振控制。
离心式压缩机的工作原理随着我国工业的迅速发展，工业气体的需求日益增长，离心式压缩机因其优秀的性能及较大的排气量而被广泛应用于工业生产中。
在离心式压缩机中，汽轮机（或电动机）带动压缩机主轴叶轮转动，在离心力作用下，气体会被甩到工作轮后面的扩压器中去。
而在工作轮中间形成稀薄地带，前面的气体从工作轮中间的进气部分进入叶轮,由于工作轮不断旋转，气体能连续不断地被甩出去，从而保持了气压机中气体的连续流动。
气体因离心作用增加了压力，以很高的速度离开工作轮，经扩压器后速度逐渐降低，动能转变为静压能，压力增加，同时气体温度相应升高，在单级压缩不能达到压力要求的情况下，需要经过多级压缩，压缩前需要经过气体冷却器冷却，经过这种多级冷却多级压缩后，最终达到气体压缩的目的。
喘振产生的原因喘振是目前离心式压缩机容易发生的通病。
离心式压缩机的操作工况偏离设计工况导致入口流量减小，使得压缩机内部叶轮、扩压器等部件气流方向发生变化，在叶片非工作面上出现气流的旋转脱离，造成叶轮通道中气流无法通过。
该工况下，压缩机出口压力及与压缩机联合工作的管网压力会出现不稳定波动,进而使得压缩机出口气体反复倒流即“喘振”现象。
另外，压缩机的吸入气体温度发生变化时，其特性曲线也将改变，如图1、图2所示，这是压缩机在某一恒定转速情况下，因吸入气体温度变化时的一组特性曲线。
曲线表明随着温度的升高，压缩机易进入喘振区。
图1离心压缩机的性能曲线图2温度对性能曲线的影响喘振现象的发生，由于气体反复倒流，会打破压缩机原有的运动平衡，导致转子的振动增大，在旋转中与定子接触摩擦，通常监控上的表现为压缩机出口的压力反复波动，轴承温度逐渐升高。
失速、喘振、抢风原理讲解
失速、喘振、抢风原理讲解1、讲解适用两台动叶可调轴流式送风机两台动叶可调双级轴流式一次风机两台动叶可调双级轴流式引风机2、轴流式风机原理流体沿轴向流入叶片通道，当叶轮在电机的驱动下旋转时，旋转的叶片给绕流流体一个沿轴向的推力(叶片中的流体绕流叶片时，根据流体力学原理，流体对叶片作用有一个升力，同时由作用力和反作用力相等的原理，叶片也作用给流体一个与升力大小相等方向相反的力，即推力)，此叶片的推力对流体做功，使流体的能量增加并沿轴向排出。
叶片连续旋转即形成轴流式风机的连续工作。
假设一较长的圆柱体静止，气流自左向右作平行流动，不计气体的粘性(即气体流动的阻力)，那么气体会均匀的分上下绕流圆柱体。
气流在圆柱体上的速度及压力分布完全对称，流体对柱体的总的作用力为0，如图5－1所示。
这种流动叫平流绕圆柱体流动。
若圆柱体作顺时针的旋转运动，则圆柱体周围的气体也一起旋转，产生环流运动。
这时圆柱体上、下速度及压力分布亦完全对称，流体对柱体的总的作用力为0，如图5－2所示。
这种运动为环流运动。
图5－1 平行绕圆柱体流动图5－2 环流运动图5－3 机翼的升力原理若流体作平行运动，圆柱体作顺时针旋转，这两种流动叠加在一起是：圆柱体上部平流与环流方向一致，流速加快；圆柱体下部平流与环流方向相反，流速减慢。
根据能量方程原理，圆柱体上部与圆柱体下部的总能量相等，而圆柱体上部动能大，压力小，下部动能小，压力大。
于是流体对圆柱体产生一个自下而上的压力差，这个压差就是升力。
机翼上升力产生的原理与圆柱体上升力的原理相同。
如图5－3所示。
机翼上有一个顺时针方向的环流运动，由于机翼向前运动，流体对于机翼来说是作平流运动。
机翼上部平流与环流叠加流速加快，压力降低，机翼下部平流与环流叠加流速减小，压力升高。
此时就产生一个升力P。
同时在流动过程中有流动阻力，机翼也受到阻力。
引伸：飞机失速超过临界迎角(或临界攻角，多数飞机为18°，即气流开始与失速机翼分离的角度)后，翼型上表面边界层将发生严重的分离，升力急剧下降而不能保持正常飞行的现象，叫失速。
喘振原理介绍演示教学
防喘措施
防喘振的原理就是针对着引起喘振的原因，在喘振将 要发生时，立即设法把压缩机的流量加大，防喘振具
单参数法--部分气流放空法
体方法如下：
单参数法--部分气流回流法
双参数法
双参数法
双参数法机理就是测取不同转速下，喘振流量构建喘 振边界线—>将边界线扩大5%，得到喘振防护线—> 根据防护线建立数学模型—建立防护条件，否则喘振， 防喘振控制线方程可表示为
入口温度 如上图6所示，恒压恒转速下进行的离心式压
缩机在不同入口气体温度时的进行曲线，从曲线上可以看 出在恒压运行工况下，气体入口温度越高，越容易发生喘 振。因此，对同一台离心式压缩机来说，夏季比冬季更容 易发生喘振。
E 转速
透平式驱动的压缩机，往往根据外界不同流量要求而运行在不同 转速下，从图3可以知道，在外界用气量一定的情况下，转速越 高，越容易发生喘振。 综上所述，出现喘振的根本原因是压缩 机的流量过小，小于压缩机的最小流量（或者说由于压缩机的背 压高于其最高排压）导致机内出现严重的气体旋转分离；外因则 是管网的压力高于压缩机所提供的排压，造成气体倒流，并产生 大幅度的气流脉动。
烟并导在风 列 叶 低回流级如期道运执出来量后此性积行行力的减的周的灰时机下气少压而气堵导构运体，力复体塞叶连转压于气始振或开杆。出是体，荡烟度在去压又在现风偏升道差降。力倒系象挡过负这又流统，板大荷样突回中这开使时产又 然 级 种度开脱生使 下 中 现不度出了级 降 来 象足小，周中 ， ， 称引的使起风两系机风统落机阻入导力喘叶过振调大区节。运不行同(我步(们我引有们起碰常大到碰的过到偏但的差不情)多况;风是)机;两风长风机期机
越低。产品一般都附有压力-流量特性曲线,据此可确定喘振点、喘振边界线或喘振区。流体机械的 喘振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。一旦喘振引起管道、机器及其基础共振时，还会造成严重后果。为防止喘振，必须使流体 机械在喘振区之外运转。在压缩机中，通常采用最小流量式、流量-转速控制式或流量-压力差控制 式防喘振调节系统。当多台机器串联或并联工作时，应有各自的防喘振调节装置。
离心式压缩机喘振现象与调节方法
离心式压缩机喘振现象与调节方法一、什么是喘振喘振是离心式压缩机的一种特有的异常工作现象，归根揭底是由旋转失速引起的，气体的连续性受到破坏，其显著特征是：流量大幅度下降，压缩机出口排气量显著下降；出口压力波动较大，压力表的指针来回摆动；机组发生强烈振动并伴有间断的低沉的吼声，好像人在干咳一般。
判断是否发生喘振除了凭人的感觉以外，还可以根据仪表和运行参数配合性能曲线查出。
压缩机发生喘振的原因：由于某些原因导致压缩机入口流量减小，当减小到一定程度时，整个扩压器流道中会产生严重的旋转失速，压缩机出口压力突然下降，当与压缩机出口相连的管网的压力高于压缩机的出口压力时，管网的气流倒流回压缩机，直到管网的压力下降到比压缩机的出口压力低时，压缩机才重新开始向管网排气，此时压缩机恢复到正常状态。
当管网压力恢复到正常压力时，如果压缩机入口流量依然小于产生喘振工况的最小流量，压缩机扩压器流道中又产生严重的旋转失速，压缩机出口压力再次下降，管网压力大于压缩机排气压力，管网中的气流再次倒流回压缩机，如此不断循环，压缩机系统中产生了一种周期性的气流喘振现象，这种现象被称之为“喘振”。
二、离心式压缩机特性曲线对于一定的气体而言，在压缩机转速一定时，每一流量都对应一个压力，把不同流量下对应的每一个压力连成一条曲线，即为压缩机的性能曲线。
如图1所示，对每一种转速，都可以用一条曲线描述压缩机入口流量Q1与压缩比P2/P1的关系（P2、P1分别为压缩机出口绝对压力和入口绝对压力）。
图1为离心式压缩机特性曲线压缩机特性线是压缩机变动工况性能的图像表示，它清晰地表明了各种工况下的性能、稳定工作范围等，是操作运行、分析变工况性能的重要依据。
（1）转速一定，流量减少，压力比增加，起先增加很快，当流量减少到一定值开始，压比增加的速度放慢，有的压缩机级的特性压比随流量减少甚至还要减少。
（2）流量进一步减少，压缩机的工作会出现不稳定，气流出现脉动，振动加剧，伴随着吼叫声，这个现象称为喘振现象，这个最小流量称为喘振流量。
离心式压缩机的喘振
如万一出现“旋转失速”和“喘振”，首先应立即全部打开防喘振阀，增加压缩机流量，然后根据情况进行处理。若是因进气压力低、进气温度高和气体分子量减小等原因造成的，要采取相应措施使进气气体参数符合设计要求；如是管网堵塞等原因，就要疏通管网，使管网特性优化；如是操作不当引起的，就要严格规范操作。
离心式压缩机为什么设置轴位移保护措施？
油温过低，会使油的黏度增加，从而使油膜润滑摩擦力增大，轴承耗功率增加。此外，还会使油膜变厚，产生因油膜振动引起的机器振动。因此，润滑油进油温度不应低于25℃，出油温度不高于60℃。
油温的变化可以通过加热器及冷却器的冷却水流量的大小来调节。油温过低时，可启动油加热器，关闭或调小冷却水流量；油温过高时，可以开大冷却水量。如果仍然不见效，应检查油压是否下降，冷却器是否脏污或堵塞，再者检查轴承是否损坏。
净化的方法很多，最简单的方法是静置沉淀，即将润滑油在沉淀槽内加热至90℃左右，进行3～4h沉淀。但这种方法只能除去部分水分；其次是蒸馏法，将润滑油进行蒸馏也可去除其中的水分。不过，通常采用分油器(系列化代号为FYQ)进行油水分离。分油器以较高的速度旋转，转速一般在4000～7000r/min。利用离心力把相对密度不同的油和水进行分离，以达到净化目的。
一、叶轮对排。单级叶轮产生的轴向力，其方向是指向叶轮入口的，如将多级叶轮采取对排，则入口方向相反的叶轮，会产生相反的轴向力，可相互得到平衡，因此，它是多级离心式压缩机最常用的轴向力平衡方法。
二、设置平衡盘。平衡盘也是离心式压缩机常用的平衡轴向力装置，有的设置在压缩机的高压端，有的设置在压缩机的两段之间，平衡盘的高压侧与压缩机末级叶轮相通，低压侧与压缩机入口相联接或较低压力的叶轮出口相通，其外缘与气缸间设有迷宫密封，从而使平衡盘的两侧保持一定的压差，该压差会产生一个轴向力，其方向与叶轮产生的轴向力相反，从而平衡掉一部分轴向力，其大小由下列方程式计算：
离心式压缩机的失速和喘振
离心式冷水机组会发生哪种失速主要取决于下列因素 1. 流量 2. 压头 3. 压缩机几何形状
4. PRV的位置
5. 叶轮的齿尖速度
叶轮和有导叶的扩散器发生失速
叶轮和有导叶的扩散器发生失速时，流 量和压头都非常接近喘振点。因此，一旦有 该种失速发生，不允许离心机继续运行哪怕 是很短的时间，因为在这种情况下，只要流 量略有减小或压头稍有升高，离心机就会走 出失速，进入喘振区。 无导叶的扩散器发生失速 无导叶的扩散器发生失速时，其运行工况远离 喘振点。因此，当该种失速发生时，仍可让离 心式冷水机组运行很长一段时间。 约克的单级离心压缩机配有无导叶的扩散器。
离心式压缩机旋转失速和喘振的差别
失速流体围绕叶轮和扩散器的旋转速度比叶轮的旋转速 度低，但是当多个失速单体在一个没有安装导叶的扩散 器中时，它们的合成频率会接近于叶轮的旋转频率。 在没有安装导叶的扩散器中，由于旋转失速造成的 排气压力的波动太小了，因此在冷凝器的压力表上无法 看到，但是可以听到类似“吼叫”的噪声，同时可以感 到冷凝器壳体的振动。 一旦叶轮发生失速，只要流量稍有减小或者压头有 一点点增加，整个叶轮会彻底失速，并引发压缩机喘振。 在喘振发生时，每两秒钟就会发生一次倒流。喘振的噪 声与旋转失速的声音明显不同。喘振几秒钟就发出一种 “呻吟”声。喘振使整机组产生的摇摆远胜于振动。
压缩机特性图
Surge Line 100% Load Design Condition
Design Head @ 100%
HEAD
FLOW (P.R.V)
Design Flow @ 100%
引发喘振的原因
引起喘振的根本原因
• 任何影响压缩机压头或者质量流量的因素
压缩机的喘振现象
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3.械部件损坏脱落 机械密封，平衡盘密封，O型环等部件安装不全，安装位置不准或者脱落，会 形成各级之间，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 破损也都可以引起喘振。
4.操作中，升速升压过快，降速之前未能首先降压 升速、升压要缓慢均匀，降速之前应先采取卸压措施：如放空，回流等；以免 转速降低后，气流倒灌。
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3.产生喘振的原因
1.系统压力超高 造成这种情况有：压缩机紧急停机，气体为此进行放空或回流；出口管路上的单向逆止阀门动作不灵活关 闭不严；或者单向阀距压缩机出口太远，阀前气体容量很大，系统突然减量，压缩机来不及调节，防喘系 统未投自动等等。
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2.吸入流量不足 由于外界原因使吸入量减少到喘振流量以下，而转速，使压缩机进入喘振区引 起喘振。如下图。这种情况的原因有：压缩机入口滤器阻塞，阻力太大，而压缩 机转速未能调节造成喘振；滤芯太脏，或冬天结冰都可能发生这种情况；入口气 源减少或切断，如压缩机供气不足，压缩机没有补充气源等等。所有这些情况如 不及时发现及时调节。压缩机都可能发生喘振
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7.介质状态变化 喘振发生的可能与气体介质状态有很大关系。因为气体的状态影响流量，从而 也影响喘振流量，当然影响喘振。如进气温度，进气压力，气体成分即分子量等 对喘振都有影响。当转速不变，出口压力不变时，气体入口稳度增加容易发生喘 振；当转速一定，进气压力越高则喘振流量值也越大；当进气压力一定，转速不 变，气体分子量减少很多时，容易发生喘振。
压缩机的喘振现象
4.喘振的防治与消除
1. 防止与消除喘振的根本措施是设法增加压缩机 的入口气体流量。对一般无毒，不危险气体如 空气，CO2等可采用放空；对合成气，天然气， 氨等气体可采取回循环。采用上述方法后可使 流经压缩机的气体流量增加，消除喘振；但压 力随之降低，浪费功率，经济性下降。如果系 统需要维持等压的话，放空或回流之后应提升 转速，使排出压力达到原有水平。在升压前和 降速，停机之前，应当将放空阀或回流阀预先 打开，以降低背压，增加流量，防止喘振。
3.产生喘振的原因
1.系统压力超高 造成这种情况有：压缩机紧急停机，气体 为此进行放空或回流；出口管路上的单向 逆止阀门动作不灵活关闭不严；或者单向 阀距压缩机出口太远，阀前气体容量很大， 系统突然减量，压缩机来不及调节，防喘 系统未投自动等等。
2.吸入流量不足
由于外界原因使吸入量减少到喘振流量以下，
5. 采用“等压比”升压法和“安全压比”升压法。为了安全起 见，在升压时可以采用“等压比”升压，“安全压比”升压 法对升压时防止喘振是有效的。它的基本原理是根据压 缩机各缸的性能曲线，在一定转速下有一个喘振流量值， 它与转速曲线的交点便对应一个“喘振压比”（或排出压 力）。在此转速下，升压比（或排出压力）达到此数值 便发生喘振。因此控制压比也就是控制一定转速下的流 量。如果根据防喘裕度，计算出不同转速下的正常流量， 也就是安全流量，再查出对应的压比（或排出压力）， 在升压时根据转速，使压缩机出口压力值不超过安全压 比计算出的出口压力，就不会发生喘振了。可以将不同 转速下正常流量，排出压力绘成图表和曲线。在升速升 压时，根据转速查出安全的出口压力，升压不超过此压 力便不会喘振。它们的关系如图所示。
喘振发生的可能与气体介质状态有很大关系。
因为气体的状态影响流量，从而也影响喘振流 量，当然影响喘振。如进气温度，进气压力， 气体成分即分子量等对喘振都有影响。当转速 不变，出口压力不变时，气体入口稳度增加容 易发生喘振；当转速一定，进气压力越高则喘 振流量值也越大；当进气压力一定，转速不变， 气体分子量减少很多时，容易发生喘振。
离心压缩机喘振以及防喘过程的分析
√
：
㈩
２ ． １喘振 的原 理
量 不 断减 少 ， 小 到最 小 流 量 界 限时 ， 就 会 在
式 中， 为入 Байду номын сангаас ： １ 流量计压差 ・ 为 流 量
喘 振 的产 生 ； 压 缩 机 在运 转过 程 中 ， 流 过 程 中操 作 不 当 ， 如打 开 末 段 出 口大 阀 和 计 流 量 系数 ， 由孔 板 尺 寸决 定 ； 为压 缩 机 关闭防喘振 阀不匹配等原 因。
研究 压缩 机 ， 可 以 先 从 压 缩 机 内 部 的 等 知 识 ， 其 复 杂 程 度 不 是 我 们 一 篇 论 文 就 非定 常流动 入手 ， 对 研 究 研 究 压 缩 机 有 很 可 以 阐 述 的 。 我 们 压 气 站 为 联 动 设 备 为 透
一
（ ） 一 ・ ｝
大 帮助 。 压 缩 机 拥 有 比 较 复 杂 的 工 作 稳 定 平 驱 动 离 心 压 缩 机 系统 ， 涉 及 的知 识 就 更
性， 基 本 分 为 利 用 失 速 和 喘 振 原 理 的 气 动
式中， Ｈｐ 为 多变 压 缩 能量 头 ； ＂为 多变 多。 如果放开 来， 足 可 以 写上 一 本 书 ， 所 以 指 数 ； 为温度 ， 为气 体 常 数 ＝ ８ ３ １ ４ ｌ 非 稳 定 性 和 利 用 颤 振 原 理 的 气 弹 非 稳 定 我 们 在 这 里 只 能 提 供 大 概 的 思 路 。 为 气体 分子 量 ， 为 出 口压 力 ， 为 进 口压 工 艺 操 作 系 统 引起 的 离心 机 喘 振 因素 性。 逐步减小压缩机或者压缩机系统流量， 将促 使压缩 机改变 工作地 点 ， 如 果 越 过 喘 有 以 下 几 点 。 振 或者时 速线 ， 压 缩 机 的 工 作 将 会 发 生 不 （ １ ） 各 段 吸 入 流 量 严 重 不足 ， 导致喘振 ；
制冷压缩机喘振及措施
制冷压缩机喘振及措施一、喘振产生的机理离心压缩机的基本工作原理是利用高速旋转的叶轮对气体做功，将机械能加给气体，使气体压力升高，速度增大，气体获得压力能和速度能。
在叶轮后面设置有通流面积逐渐扩大的扩压元件，高压气体从叶轮流出后，再流经扩压器进行降速扩压，使气体流速降低，压力继续升高，即把气体的一部分速度能转变为压力能，完成了压缩过程。
扩压器流道内的边界层分离现象：扩压器流道内气流的流动，来自叶轮对气流所做功转变成的动能，边界层内气流流动，主要靠主流中传递来的动能，边界层内气流流动时，要克服壁面的摩擦力，由于沿流道方向速度降低，压力增大，主流的动能也不断减小。
当主流传递给边界层的动能不足以使之克服压力差继续前进时，最终边界层的气流停滞下来，进而发生旋涡和倒流，使气流边界层分离。
气体在叶轮中的流动也是一种扩压流动，当流量减小或压差增大时也会出现这种边界层分离现象。
当流道内气体流量减少到某一值后，叶道进口气流的方向就和叶片进口角很不一致，冲角α大大增加，在非工作面引起流道中气流边界层严重分离，使流道进出口出现强烈的气流脉动。
当流量大大减小时，由于气流流动的不均匀性及流道型线的不均匀性，假定在B流道发生气流分离的现象，这样B流道的有效通流面积减小，使原来要流过B流道的气流有一部分要流向相邻的A流道和C流道，这样就改变了A流道，C流道原来气流的方向，它使C流道的冲角有所减小，A流道的冲角更加增大，从而使A流道中的气流分离，反过来使B流道冲角减小而消除了分离现象，于是分离现象由B流道转移到A流道。
这样分离区就以和叶轮旋转方向相反的方向旋转移动，这种现象称为旋转脱离。
扩压器同样存在旋转脱离。
在压缩机的运转过程中，流量不断减小到Qmin值时，在压缩机流道中出现如上所述严重的旋转脱离，流动严重恶化，使压缩机出口排气压力突然大大下降，低于冷凝器的压力，气流就倒流向压缩机，一直到冷凝压力低于压缩机出口排气压力为止，这时倒流停止，压缩机的排量增加，压缩机恢复正常工作。
压缩机喘振的原因
离心式压缩机发生喘振时，转子及定子元件经受交变的动应力，级间压力失调引起强烈的振动，使密封及轴承损坏，甚至发生转子与定子元件相碰、压送的气体外泄、引起爆炸等恶性事故。
因此，离心式压缩机严禁在喘振区域内运行。
本文针对喘振的原因和预防措施做了详细论述。
关键词离心式压缩机喘振喘振点性能曲线旋转脱离一、喘振机理喘振的产生包含两方面因素：内在因素是离心式压缩机中的气流在一定条件下出现“旋转脱离”；外界条件是压缩机管网系统的特性。
当外界条件适合内在因素时，便发生喘振。
2．喘振与管网的关系离心压缩机的喘振是其本身的固有特性。
压缩机是否在喘振工况点附近运行，这主要取决于管网的特性曲线P=Pa+AQ2。
图2为离心压缩机和管网联合工作性能曲线。
交点M为稳定工况点，当出气管路中的闸阀关小到一定程度时，管道中的阻力系数A增大，管**性曲线左移到图2中曲线4的位置时，与压缩机性能曲线2交于N点，压缩机出现喘振工况，N点即为喘振点。
相反闸阀开大时，管道中的阻力系数A减小，管**性曲线1右移，压缩机流量达到Qmax时，出现滞止工况。
最小流量与滞止流量之间的流量为离心压缩机的稳定工况范围。
3．喘振的产生从图2可以看出：由于管网阻力的增加，管**性曲线左移，致使压缩机工况点向小流量偏移。
压缩机的流量Qj 减少，气体进入叶轮和叶片扩压器的正冲角i增加，附面层分离区扩大，产生相对于叶轮旋转方向的“旋转脱离”，使叶轮前后压力产生强烈的脉动。
发生旋转脱离时在叶轮的凹面形成涡流区，当流量减小到Qmin时，上述的正冲角i 增加得更大，涡流区扩大到整个叶片流道，气流受到阻塞，压缩机出口压力突然下降，而管网中气体压力并不同时下降，这时，管网中压力P1大于压缩机出口压力P2，因而管网中气体倒流向压缩机，直至管网中压力下降到低于压缩机出口压力时才停止倒流。
这时压缩机又开始向管网压送气体，使管网中的气体压力再次升高至P1时，压缩机的流量Qj减少到Qmin，出口压力突然降到P2，P1>P2后，管网中气体又倒流向压缩机。
喘振与失速区别
谁知道风机失速、喘振、抢风都什么意思，三者有什么关系？我在网上查过，但都没看太明白，望不吝赐教。
失速是风机本身特性引起的喘振是风压由于管道压力的滞后导致与风机出口压力周期性变化，就来来回倒腾抢风如这个词，两台风机不是你出力大就是我大，搞的最后两败俱伤。
我的理解轴流风机的喘振与失速是不同的情况可以简单概括如下：喘振一般发生在性能曲线带驼峰的轴流风机低负荷运行时；失速一般发生在动叶可调轴流风机的高负荷区。
主要是动叶指令太大导致，叶片进风冲角过大引起叶片尾部脱流产生风机失速带驼峰抢风是当并联轴流风机中的一台发生喘振或失速时人们的一般性叫法。
喘振是指当风机处于不稳定工作区运行，可能会出现流量、全压的大幅度波动，引起风机及管路系统周期性的剧烈波动，并伴随着强烈的噪声。
避免喘振主要采用合适的调节方式抢风是指风机并联运行中有时会出现一台风机流量大，另一台流量特别小，稍加调节情况相反避免抢风主要有：1。
不采用不稳定性能风机2.同时在低负荷运行时可以单台运行3.采取动叶调节4.开启旁路风一、风机失速图1：风机失速轴流风机叶片通常都是流线型的，设计工况下运行时，气流冲角（即进口气流相对速度w 的方向与叶片安装角之差）约为零，气流阻力小，风机效率高。
当风机流量减小时，w的方向角改变，气流冲角增大。
当冲角增大到某一临界值时，叶背尾端产生涡流区，即所谓的脱流工况（失速），阻力急剧增加，而升力（压力）迅速降低；冲角再增大，脱流现象更为严重，甚至会出现部分叶道阻塞的情况。
由于风机各叶片存在安装误差，安装角不完全一致，气流流场不均匀相等。
因此，失速现象并不是所有叶片同时发生，而是首先在一个或几个叶片出现。
若在叶道2中出现脱流，叶道由于受脱流区的排挤变窄，流量减小，则气流分别进入相邻的1、3叶道，使1、3叶道的气流方向改变。
结果使流入叶道1的气流冲角减小，叶道1保持正常流动；叶道3的冲角增大，加剧了脱流和阻塞。
叶道3的阻塞同理又影响相邻叶道2和4的气流，使叶道2消除脱硫，同时引发叶道4出现脱流。
离心压缩机喘振及完全失速原因分析
" ，与管网特性曲线 35 交于 & 点进入喘振工况区。
此时因流量减小而产生的旋转失速现象使机组流量 压力进一步降低，而管网压力因其容量过大不能马 上下降，大于机组排气压力，逆止阀关闭，压缩机 运行点迅速由 & 点跳至 6 点 。 此 时 ， 压 缩 机 内 部 气流脱离团占据了整个流道面积，因吸气通道被堵 塞，无法解除已产生的脱离团。管网压力沿其性能 曲线略降后，不再受其影响，但机组不能如正常的 喘振工况由 6 点跳至 7 点开始再循环， 而 是 以 一 种完全失速状态在 6 点运行，此时，压缩机内部 气流处于完全涡动状态，并随着转子传递的动能温 度 不 断 升 高 ， 因 !8 9’ ， 负 压 、 电 流 值 均 有 大 幅 度 变化，气流涡动亦引起机组的振动。 基于以上分析，对该机组近期运行记录进行比 较，发现其负压值较大 （ ，运行 ,0’’:; !,<’’:;） 电流偏小 （ ，因此重点检查了滤风 !!’4 !2-’4） 室。发现因异常气候条件的影响，大部分滤网被灰 尘水气粘合成片，已无法清理。更换滤网后再次试 车，设备运行正常。 我厂压缩机配套保护为高压定值放空，对低压 力、低流量的喘振及完全失速现象，目前尚无任何 防护装置，如果不能及时发现，后果不堪设想。基 于经济性考虑，目前主要采取以下两方面措施预防 此类事故的发生。
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可靠性与故障分析
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中国设备工程
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液氨钢瓶爆炸事故分析
离心式压缩机的喘振及控制
离心式压缩机的喘振及控制发表时间：2020-06-30T15:08:35.987Z 来源：《基层建设》2020年第7期作者：吴永生武志平[导读] 摘要：在速度式压缩机之中，离心式压缩机是最为典型的代表之一，它们具有很高的排气效率，大排量的、不受任何机油影响的压缩机气体排放和轻巧简单的结构。
内蒙古天润化肥股份有限公司内蒙古自治区鄂尔多斯市 017100摘要：在速度式压缩机之中，离心式压缩机是最为典型的代表之一，它们具有很高的排气效率，大排量的、不受任何机油影响的压缩机气体排放和轻巧简单的结构。
在正常的工作状况下，压缩机一般平稳地运作并持续排放无脉动的压缩机气流。
压缩机发生喘振的现象往往与离心式压缩机对压力、温度和气流量的变化十分敏感有关，对离心压缩机运行有较大的影响和危害,也是离心式压缩机发生故障的主要诱导因素之一。
本研究对离心式压缩机发生喘振现象的原因及诱导因素进行了详细的阐述，并提出了控制该现象的相关举措，望对离心式压缩机领域相关方面研究提供一定的借鉴意义。
关键词：离心式压缩机；喘振；控制引言离心式空气压缩机内部发生的喘振现象属于压缩机运行过程中的一种特殊的形式,当正在工作和运行过程中的一台离心式空气压缩机的内部发生了喘振时,空气流便会循环地对其造成严重且剧烈的挤压和撞击,甚至压缩机内部的相关零件也会受到不同程度的影响,这也是各种原因导致离心式压缩机正常工作和运行中内部可能发生喘振故障的主要原因之一。
因此,针对运行中的离心式空气压缩机正常运行中可能发生的喘振故障现象,需要及时选取相应的管理措施来进行有效的控制,保障压缩机能够平稳的运作。
1 离心式压缩机的工作原理离心式空气压缩机正常的运行过程中的工作原理具体说明如下:离心式压缩机在正常工作运行的过程中,气体将会随着离心式压缩机的叶轮而旋转，并受到压缩机叶轮产生的离心力影响，流入叶轮扩压器中，而后在压缩机叶轮的中心逐步形成一个大型的真空区域。
此外，还有一部分未经由压缩机处理的外界新鲜空气也会进入叶轮之中，伴随叶轮不断的旋转、吸入而后甩出，从而有效地使得气体在压缩机内可以较好的维持持续不断的流通状态。
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第3章失速相关3.1 导论旋转失速本质研究的结果表示，为了完整的描述一个建立的失速模式，必须知道单元的数目、周向宽度、径向宽度和传播速度。
试验结果表示形成数据相关的基础用于预测失速结构的确定趋势。
当质量流量减少时，单元的数目可以增加或减少，但是在总体单元附近的环面阻塞率始终增加。
对于低的中心/末端比率转子的压缩机，初始模式是局部范围失速。
对于高的中心/末端比率的转子，只有整体范围失速似乎被遇到。
绝对传播速度随转子旋转转速而增加，但是随单元数目和从局部范围失速到整体范围失速的转变而改变。
这一章述评了企图量化它们的趋势且发展了数据相关。
3.2 轴流压缩机3.2.1 环形通道阻塞阻塞可归结于压缩机失速在有末端失速起始的峰值压力增量处开始。
它随质量流量减少且不管旋转失速的转变以及在失速单元数目上的改变而渐进地增加。
两种参考书上出现作为流量系数函数的阻塞数据。
这两组数据绘制在图3.1上。
这幅图表示关于Fabri和Siestrunck（1957）文献中的峰值压力增量点以及关于Rockett(1959)文献中的峰值压力增量的范围。
Fabri和Siestrunck采用的数据是在低于峰值压力增量处流动的流量。
Rockett(1959)文献中的数据是选自失速的初始点。
当压缩机仍然处于峰值压力增量处时，阻塞增加大约20％是非常显著的。
在失速起始处阻塞上存在激增也是显著的。
当流量系数为0.55时，在大约8％的阻塞处存在直接的升高，在这之后阻塞线性地改变。
如果在失速流动的范围上，在非阻塞区域内的轴向速度是常数，在阻塞上的变化将是线性的。
这是通过短划线截取在100％的阻塞处的纵轴和在流量系数为0.55的横坐标来表示。
在质量流量微小的改变下，阻塞上出现急剧增加意味着当失速开始时轴向速度必须增加。
作者指出在非常低的流量下，热线数据表示在大的单个失速单元上的强回流的局部区域。
这将给出一个低于用常数的轴向速度线表示的阻塞值。
然而这个区域依然代表了来流的阻力，而且仍然能把阻塞作为是有效的。
阻塞模型可以通过从Rockett(1959)文献中的数据基础上明确的表达。
图3.2表示从试验或者从设计者的电脑模型中得到性能特性线。
在峰值压力增量处，假设阻塞增加8％。
然后使阻塞线性增加到零流量。
在两组数据(Fabri和Siestrunck[1957]和Rockett[1959])的基础之上使用线性增加。
完全基于Rockett的数据之上的是8％初始阻塞的假设。
对于渐进失速的性能特性是可适用的。
看上去没有数据适用于突变失速特性。
3.2.2 单元数目渐进失速的研究试验表示当质量流量从失速起始处的流动减少时单元数目的趋势。
最初形成一到三个单元。
当质量流量减少时，单元数量增加。
当流量进一步减少时，单元数目减少，并且最终只有一个大的失速单元。
虽然对于这种趋势是异常的，但是基本上，对于单元数目以及其后的单元特性是一种趋势。
表示在图 3.3上的试验结果是选自以个别基准在单块上单元累加形成的数据。
针对在由热线探针探测到的单元数目之上的流量系数范围，根据每个基准来绘制单元数目。
大多数完整的数据组是来自Rockett的研究。
类似的趋势参考Graham和Prian(1953)，并且存在除了Graham和Prian(1954)的各种其他参考文献所支持的数据集。
Huppert等人(1952)文献中的数据表示在低流量系数下的5单元失速模式，其一般的趋势是逼近1单元或者通常为非稳定流动的区域(零单元数目)。
Graham和Prian的1954年数据表示只有6单元和8单元的失速模式。
对于这些单元数目小范围的流量系数表示可能的非稳定流动。
除了Rockett的几乎所有的参考文献表示失速的顺翼展方向的程度。
整体范围的和局部范围的模式标注在图上。
如果边界放置在大多数数据位于的区域附近，那么单元数目的分布可以通过如图3.4所示的来标识。
这幅图表示在图3.3上试验数据的编制。
初始的旋转失速的信息有1到3个单元。
当质量流量减少时，存在转变到4或5个单元。
数目可能牢固地确定或者可能是基本的4单元模式带有短时间的5单元模式的信息。
在低的质量流量时，存在确切减少单元数量的趋势。
虽然最终只剩下一个单元，但是这是如图3.1所示的非常大的单元。
当逼近零流量时，单个单元消失，并且剩下一般不稳定的状态。
在图3.4上也表示了整体范围和局部范围的失速。
这个范围表示在接近流量系数为0.3处的重叠。
只有Rockett(1959)没有表示叶片跨距的有效距离。
图3.5表示在采用各种参考资料的不同单元数目值下，流量系数平均范围的直方图。
注明由于单元数目从1到3，所以局部范围失速比较小。
虽然对于Rockett 的4单元模式表示没有局部范围失速，但是Graham和Prian(1953)表示了一个5单元决不范围失速结构。
对于当单元数目增加时，局部范围的流动距离增加是一般趋势。
这反映的事实是在已经建立旋转失速之后，当流量减少时单元数目快速从1变化到5，并且局部范围失速转变为整体范围失速。
这章表示主要的整体范围的单元数目构成是1，3和4。
两单元构成不是如图3.3所示的为主要的。
图3.3，3.4和3.5没有提供一组相关数据来预测单元的数目。
只是表示单元数目可能存在于在不同流量系数的范围之上。
对于鉴别局部范围或整体范围的覆盖度一样是正确的。
目前，没有试验证据导致失速单元数目或局部范围和整体范围覆盖度的预测。
3.2.3 单元传播速度七种参考资料的数据被编制来描述传播速度随失速结构和压缩机运行条件的变化。
然而个别的存在不同的参考资料似乎是给出了相矛盾的结果。
Huppert 等人(1952)文献中的数据表示当单元数目增加时传播速度增加。
Graham和Prian （1953）文献中的数据表示虽然传播速度随单元数目有非常小的变化，但是当失速结构从局部范围变化到整体范围时存在重要的增加。
Rockett(1959)文献中的数据表示当流量系数减小时传播速度增加。
Fabri和Siestrunck(1957)文献中表示随流量系数存在非常小的变化。
如果所有数据编制在同一个小块上，根据这些数据可以绘制出一些合理的图形。
图3.6表示作为转子旋转速度比的失速单元绝对的传播速度的变化。
这幅图表示作为流量系数函数的失速转速的绘制。
注解的第一个观测是数据的分组。
数据集1是包括1和2单元的分组。
数据集2包括了从1到5的单元数目范围。
第三组只有四个点，并且在这个数据集上没有1或的单元数目。
在转速比为0.82时，根据Lewis等人(1954)文献中存在一个孤立的3单元点。
数据集1和2表示当流量系数减少时传播速度缓慢的增加。
在数据集1上除了在流量系数为0.3附近有数据的散射外，其他的变化完全是线性的。
因为在图3.1上的阻塞随流量减少而线性增加，这可能得出传播速度随环面阻塞而线性增加。
在数据集1和2上包含了主要的数据点。
作为选用的一组，将会得到传播速度随流量减少而线性变化，并且这些值是位于1和2组的边界之内。
然而在接近的检验之上，存在如果分离点是由确定的单元数目组构成，则能绘制出一幅清晰的图片。
图3.7表示传播速度数据在下面的图上绘制的是1和2个失速单元的组，而在上面的图上绘制的是3、4和5个失速单元组。
下方的图表示在大约为转子转速的40％时开始的Rockett(1959)文献中的数据。
当流量减少时，数据增大到45％，在一定的流量范围内仍然保持这个值，然后急剧增加到为0.6的值或更高。
短划线表示从一个传播速度级到下一个级的变化趋势。
Tysl等人(1955)文献中的数据碰巧发生在这些建议的转变区域内。
这些建议趋势的理论基础表示在图3.3上，图表示对于局部范围和整体范围的失速区域。
在图 3.3上的数据的编辑暗示了在高流量的Rockett的数据点可能进入局部范围失速，并且当流量减少时，存在一个到整体范围失速的转变。
不幸的是，不仅Fabri和Siestrunck的数据而且Rockett的都没有表示失速结构是否是整体范围的或局部范围的。
在图3.7的上面的图中，在通过短划线定义的带状区域内几乎包括了关于单元数目为3，4和5的所有数据点。
对于Graham和Prian(1953)文献中两个失速转速的低值是局部范围的失速数据。
实线连接的点是在0.3和0.4的流量系数下，关于Huppert等人(1952)文献中的数据，这也是局部范围的失速数据。
所有其他根据Graham和Prian(1953)以及Huppert等人(1952)文献中的数据得到的阴影点是整体范围的失速点。
这些数据集借给说明的稳定性在下面关于有1和2个失速单元的结构的图中给出了一定的趋势。
3.3 离心压缩机在离心压缩机中旋转失速的复杂性使得假设的任何广义相关具有挑战性。
图2.115，2.116，2.117，2.135和2.138表示在相对于频率和单元数目的确定数据集之中的相互关系。
然而由于趋势是几何关系的，且低速实验结果可能没有应用在发动机运行时的相关叶轮末端转速处，所有一般化是不可能的。
甚至对于一个给定的几何形状，单元数目随末端转速变化，并且有些单元数目时瞬时的。
而且对于流量系数，离心压缩机集体需要相关的单元特征和几何形状。
阻塞需要被证明以及包含在数据显示内。
另一方面，确定的趋势是从当前的数据库开始演变。
表3-1表示在第2章中出现的结果总表。
这个表表示从不同参考文献中获得的单元数目以及单元转速。
叶轮试验结果表示单元数目在相对于叶轮旋转方向移动时能从1到2单元变化，且在叶轮旋转方向上移动时为1－5单元。
无叶扩压器的失速总是在叶轮旋转方向上，且单元数目从1变化到4。
叶片扩压器的失速似乎总是在叶轮方向上移动；当移动在相对于叶轮旋转方向时，失速实际上可能是转子失速或是转子驱使的扩压器失速。
单元数目从1变化到7，并且在这个范围之上，高数目的出现是瞬时的而低数目的出现是建立在旋转失速基础上的。
3.4 结语对于单元数目和传播速度表示的这些信息显示了由两种压缩机类型的数据给出的趋势。
这些数据集合不能展现怎样通过预测单元数目来要求什么时候旋转失速开始，并且这些数据又不能表示在轴流压缩机里怎样来预测失速结构是否属于局部范围或整体范围。
如果对于轴流压缩机能预测这两种特征，则从图 3.7上可以估算传播速度，从图3.1上估计单元的宽度。
作为一个可供选择的方案，第6章包括了理论上企图来预测失速特性以及更好理解失速的动力学。
然而在讨论这个分析工作之前，第4章包括了喘振的主题，然后在第5章中讨论的是在多级机械上的失速和喘振的影响。
致谢Figure3.1 is based on a figure from Rockett, J.A., “Modulation Phenomena in Stall Propagation,”Transactions of the ASME-Journal of Basic Engineering, September 1959, pp. 417-425, and is used with permission of The American Society of Mechanical Engineers.参考文献Fabri，J．，and Siestrunck，R．，“Rotating Stall in Axial Flow Compressors,”Journal of the Aeronautical Sciences, November 1957, pp. 805-812,820.Graham, R.W., and Prian，V.D., “Experimental and Theoretical Investigation of Rotating-Stall Characteristics of Single-Stage Axial-Flow Compressor with Hub-Tip Ratio of 0.76,” NACA RM E53I09, 1953.Graham, R.W., and Prian，V.D., “Rotating Stall Investigation of 0.72 Hub-Tip Ratio Single-Stage Compressor,” NACA RM E53L17a, 1954.Huppert, M.C., Johnson, D. F., and Costilow, E.L., “Preliminary Investigation of Compressor Blade Vibration Excited by Rotating Stall,” NACA RM E52J15, December 1952.Lewis, G.W., Jr., Schwenk, F.C., and Serovy, G.K., “Experimental Investigation of a Transonic Axial-Flow Compressor Rotor with Double-Circular-Arc Airfoil Blade Sections. I-Design, Over-All Performance, and Stall Characteristics,” NACA RM E53L21a, 1954.Rockett, J.A., “Modulation Phenomena in Stall Propagation,”Transactions of the ASME-Journal of Basic Engineering, September 1959, pp.417-425.Tysl, E.R., Schwenk, F.C., and Watkins, T.B., “Experimental Investigation of a Transonic Compressor Rotor with a 1.5-inch Chord Length and an Aspect Ratio of 3.0. I-Design, Over-All Performance, and Rotating Stall Characteristics,”NACA RM E54L31, March 1955.。