压缩机防喘振资料整理
压缩机喘振
四、处理措施
由于此次喘振情况的发生是由于工艺系统波 动造成，而防喘振控制系统工作正常，波动 1分钟后系统即自动恢复正常，经厂领导同 意，将防喘振线复位，将防喘振各工作区恢 复原状。 另外，此次喘振发生时，机组未出现异常温 度、振动及位移波动情况，而且能够迅速恢 复正常，也可以验证K-2202防喘振控制系 统工作原理正确，可以承受一定范围的波动。
三、防喘振画面
在画面坐标系里有机组工作点位置，工作点状态和三条折线的显示。 坐标系的横坐标为 Hx(%)，坐标系的纵坐标为Pd/Ps。h为入口差压， Ps为入口压力，Pd为出口压力。 三条折线，分别是红线（喘振线），蓝线（初始控制线），黄线（实 际控制线） 。各条线具体说明如下： 红线：喘振线 工作点进入喘振线（红线）左边，机组已进入喘振区。系统已提前迅 速将防喘振阀全打开，系统正常投用不会出现这种情况。 蓝线：初始控制线 初始控制线（蓝线）是由厂家提供的出厂防喘振线。 黄线：实际控制线 当机组在实际运行过程中，如果工作点进入喘振线左边，并在自动位 置时，为了今后机组控制更安全，防喘振线自动向右平移，最多校正 十次，画面记数显示校正次数。这种现象没发生时，实际控制线与初 始控制线重叠，由于这两条线重叠在画面上蓝线显示不出来。
防喘振调节有手动，半自动，全自动三种方式。 1 手动方式： 工作点进入喘振线左边，此时机组在危险区，人为输入阀位无 效。工作点进入喘振线右边，可人为输入阀位。 2 半自动方式： 防喘振阀实际输出取手动和自动输出的高值。即人为输入阀位 只能大于自动输出，否则人为输入阀不起作用。 3自动方式： 工作点进入实际防喘振线左边，在自动位置时，PID自动调节 开阀。工作点进入实际防喘振线右边，在自动位置时，PID自 动调节关阀。
压缩机喘振基础知识讲解
压缩机喘振基础知识
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”。
压缩机喘振基础知识
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。
（四）压缩机的开停车操作。在开车时，最好是先 升速后升压；在停车时，最好是先降压后降速。
压缩机喘振，在离心式压缩机运行接近喘振点时，最直 接最有效的方法就是打开防喘振控制阀，增加压 缩机流量，进行流量调节。而运用转速调节的方 法大都运用在工作点离喘振线还有一定距离时采 用。
压缩机喘振基础知识
压缩机喘振基础知识
因此，当压缩机工作点在稳定工作区，根据压缩 机出口压力，进行适当的转速调节，可以达到节 能的目的，影响喘振的因素较多，为保证离心式 压缩机高效、可靠地运行，必须设置相应的控制 系统，对喘振现象产生的先兆加以快速和准确的 预测与判断，从而加以控制，以避免喘振现象的 发生。
压缩机喘振基础知识
（二）压缩机入口流量。压缩机的入口流量测量 及显示时必须确保准确，这样压缩机工作点的显 示才会准确，否则会增加操作难度，且易发生误 操作，造成喘振。
压缩机喘振基础知识
（三）压缩机出口管网压力。压缩机出口管道中容 器或燃气管网压力应尽量保持平稳，压力突然过 高，易发生喘振；压力过低，影响外供瓦斯。
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压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施
压缩机防喘振系统是用于防止压缩机在工作过程中出现喘振现象的一种控制系统。
喘振是指压缩机在运行过程中由于压力倒挂和气阀开闭不当等原因，使得压缩机出现杂音、振动加剧，甚至引起设备损坏的现象。
1. 振动增大：喘振会使得压缩机的振动加剧，导致设备整体的振动增大，从而造成设备寿命降低、设备故障增多等问题。
2. 噪音增大：喘振会使得压缩机发出较大的噪音，影响工作环境和工人的身心健康。
3. 能耗增加：喘振会使得压缩机的工作效率下降，从而导致能耗增加，造成能源的浪费。
4. 设备损坏：喘振会使得压缩机的工作过程不稳定，从而可能导致设备的损坏，增加维修和更换的成本。
1. 定期检修：定期检修压缩机，对机械设备、气阀等进行维护和修理，确保其正常工作。
2. 合理选型：在选用压缩机时，需要根据实际工况和设备需要，选择合适的型号和规格，减少喘振的可能性。
3. 安装调试：在安装压缩机时，需要严格按照厂家的要求进行安装和调试，确保设备的稳定运行。
4. 加装减振装置：在压缩机的进出口处加装减振装置，减少设备振动对周围环境和设备的影响。
5. 增加控制系统：增加喘振控制系统，可以监测和控制压缩机的工作状态，及时采取措施避免喘振的发生。
6. 做好运行维护：在压缩机工作过程中，要做好运行控制和维护，及时清洁设备和更换损坏的部件，确保设备的正常工作。
7. 培训工作人员：对使用压缩机的工作人员进行培训，提高其对喘振现象的识别和处理能力，减少人为操作引起的喘振问题。
通过采取上述防范措施，可以有效降低压缩机防喘振系统出现问题的可能性，提高设备的安全性和稳定性，延长设备的使用寿命，减少生产成本。
压缩机喘振原因及预防措施
压缩机喘振原因及预防措施压缩机喘振原因及预防措施0 引言压缩机运行中一个特殊现象就是喘振。
防止喘振是压缩机运行中极其重要的问题。
许多事实证明，压缩机大量事故都与喘振有关。
喘振所以能造成极大的危害，是因为在喘振时气流产生强烈的往复脉冲，来回冲击压缩机转子及其他部件；气流强烈的无规律的震荡引起机组强烈振动，从而造成各种严重后果。
喘振曾经造成转子大轴弯曲；密封损坏，造成严重的漏气，漏油；喘振使轴向推力增大，烧坏止推轴瓦；破坏对中与安装质量，使振动加剧；强烈的振动可造成仪表失灵；严重持久的喘振可使转子与静止部分相撞，主轴和隔板断裂，甚至整个压缩机报废，这在国内外已经发生过了。
喘振在运行中是必须时刻提防的问题。
在运行时，喘振的迹象一般是首先流量大幅度下降，压缩机排量显著降低，出口压力波动，压力表的指针来回摆动，机组发生强烈振动并伴有间断低沉的吼声，好像人在于咳一般。
判断喘振除了凭人的感觉外，还可以根据仪表和运行参数配合性能曲线查出。
1 喘振发生的条件根据喘振原理可知，喘振在下述条件下发生：1.1 在流量小时，流量降到该转速下的喘振流量时发生压缩机特性决定，在转速一定的条件下，一定的流量对应于一定的出口压力或升压比，并在一定的转速下存在一个极限流量——喘振流量。
当流量低于这个喘振流量时压缩机便不能稳定运行，发生喘振。
上述流量，出口压力，转速和喘振流量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。
1.2 管网系统内气体的压力，大于一定转速下对应的最高压力是发生喘振如果压缩机与管网系统联合运行，当系统压力大大高出压缩机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恒高的“背压”，使压缩机出口阻塞，流量减少，甚至管网气体倒流，造成压缩机喘振。
2 在运行中造成喘振的原因在运行中可能造成喘振的各种原因有：2.1 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。
大型透平式压缩机防喘振控制及应用
大型透平式压缩机防喘振控制及应用大型透平式压缩机是工业生产中常见的设备，其运行过程中可能会出现喘振现象，严重时甚至会对设备造成损坏。
对大型透平式压缩机进行喘振控制至关重要。
本文将从大型透平式压缩机的喘振原因、喘振控制方法和应用实例等方面进行探讨。
一、大型透平式压缩机的喘振原因1. 受力不平衡：透平式压缩机在运行过程中，由于零部件的磨损或装配不良等原因，会导致叶片、轴承等部件受到不平衡的力，从而引起喘振。
2. 流体动态影响：透平式压缩机在高速旋转时，叶片与流体之间的相互作用会导致流体的波动和压力的变化，若流体动态影响不稳定则容易引起喘振。
3. 控制系统不良：大型透平式压缩机的控制系统，包括调速装置、润滑系统等，如果调控不当或存在故障，也会导致喘振的发生。
1. 结构设计优化：在透平式压缩机的设计阶段，可以通过优化结构设计来降低叶轮、轴承等部件的受力不平衡，减少喘振的发生概率。
2. 流体动态分析：通过数值模拟或实验手段，对透平式压缩机叶片与流体的相互作用进行研究，找出流体动态影响不稳定的原因，并采取相应措施来稳定流场，减少喘振的可能性。
3. 控制系统优化：对于透平式压缩机的调速装置、润滑系统等控制系统，进行优化设计和严格的质量控制，确保其正常运行，避免因控制系统问题引起的喘振。
4. 振动监测与诊断：对大型透平式压缩机进行振动监测，并建立相应的诊断系统，及时发现喘振现象并采取措施进行控制。
以某大型化工装置中采用的透平式压缩机为例，通过对其喘振问题的控制，取得了良好的应用效果。
该透平式压缩机采用了先进的结构设计和流体动态分析技术，通过优化叶轮结构和流道形状等手段，降低了受力不平衡和流体动态影响，极大地减少了喘振的发生概率。
控制系统方面，采用了先进的调速装置和智能化的润滑系统，保证了设备在高速旋转时的平稳运行，有效地避免了因控制系统不良引起的喘振。
该透平式压缩机还配备了振动监测与诊断系统，对设备的振动进行实时监测，一旦发现异常振动就可以及时采取措施进行处置，避免喘振对设备造成损害。
压缩机防喘振控制
压缩机防喘振控制方法
压缩机防喘振的控制方法大致可分为固定极限 流量法和可变极限流量法,
1 . 固定极限流量法
固定极限流量是使压 缩机的入口流量保持控制线大于源自高转速下的临界流量,从而避免进
入喘振区运行,但在
低转速下效率太低,
能量浪费太大,
2 . 可变极限流量法
可变极限流量法是为 了减少压缩机的能量 损耗,在压缩机负荷 经常波动的场合采用,
4. 喘振的原因
当压缩机入口气体流量小于压缩机的最小流量 时,会导致压缩机排气管压力比机组内部压力 高,这时气体会发生瞬间倒流,压缩气体倒流又 使得排出侧气体压力降低,机组内部压力升高, 使气体流量恢复,直到出口压力升高,又重复上 述过程,这就是压缩机的喘振,
压缩机性能曲线的最高点就是喘振点,
离心压缩机特性
2. 喘振 当压缩机的负荷降低到一定程度时,气体排送会 发生往复运动的强烈振荡,从而导致机身的剧 烈振动,称为喘振,这是气体动力装置的一种特 性,
离心式压缩机与轴流式压缩机的比较
离心压缩机适用于中、小流量和中、高压力的 场合,流量约20～2000Nm3/min,大的可达 10000Nm3/min,单缸压比约 3.5～10,多缸排气 压力可高达90MPa以上,多变效率约为 76～83 %,
3. 压缩机的工作点
因为压缩机是串联在管路中,故当它正常工作 时,必须满足：
1 流过压缩机的气量必须等于流过管路的气量 指换算到同一状态下 ；
2 管端压力pe应与压缩机的排压相等,
因此,压缩机的工作点一定是在该压缩机的性 能曲线与管路特性曲线的交点上,
压缩机的工作点
性能曲线
工作点
管路特性曲线
压缩机的种类
2. 根据压缩机的压缩形式分,可分为往复式压 缩机、回转式压缩机、离心式压缩机和轴流式 压缩机,
压缩机防喘振资料整理
据我公司与陕鼓技术协议，压缩机流量调节方式为回流调节+变频调速，收集相关资料整理如下：回流调节+变频调速在离心压缩机喘振控制中的应用1 喘振1.1 喘振现象当压缩机在运转过程中，流量减小到一定程度时，就会在压缩机流道中出现严重的旋转脱离，流动严重恶化，使压缩机出口压力突然严重下降。
由于压缩机总是和管网系统联合工作的，这时管网中的压力并不马上减低，这时管网中的气体压力就反大于压缩机出口处的压力，因而管网中的气体就倒流向压缩机，一直到管网中的压力下降至低于压缩机出口压力为止，这时倒流停止，压缩机又开始向管网供气，压缩机的流量又增大，压缩机又恢复正常工作。
但是当管网中的压力也恢复到原来的压力时，压缩机的流量又减小，系统中气体又产生倒流，如此周而复始，就在整个系统中产生了周期性的气流振荡现象，这种现象称为“喘振”。
上图中n为压缩机的转速，在每种转速下都有一个p2/p1值最高的点（驼峰点），将不同转速下的各个驼峰点连接起来就可以得到一条所谓的喘振边界线（上图中实线所示）。
边界线左侧部分为不稳定的喘振区，边界右侧部分则是安全运行区。
在喘振区，压缩比p2/p1随着Q的增大而增大，即出口压力p2增大，到大于管道阻力时，就会使压缩机排出量增大，并恢复到稳定的值QA。
假如流量继续下降到小于驼峰值QB，这时压缩比不仅不会增大，反而下降，即p2下降，就会出现恶性循环：压缩机排出量会继续减小，而出口压力p2会继续下降，当p2下降到低于管网压力时，瞬间将会出现气体的倒流；随着倒流的产生，管网压力下降，当管网压力下降到与压缩机出口压力相等时倒流停止；然而压缩机仍在运转，于是压缩机又将倒流回来的气体重新压回去；此后又引起p2/p1下降，被压出的气体又倒流回来。
这种现象将重复产生，这就是所谓的喘振。
1.2 产生喘振的先决条件从喘振现象可知，影响喘振的因素有：(1) 流量；(2) 转速；(3) 管网特性。
(1)流量是导致喘振的先决条件，因为当压缩机越过最小流量值时，就会在流道中产生严重的旋转脱流和脱流区急剧扩大的情况，进而发展到喘振状态。
压气机的喘振及防喘
压气机进口可转导叶的示意图
逐步开关式的进口导叶 逐步开关式即通常所说的全程调节，当转速升至某 动作转速时， 进口导叶开始从“关”（34o)的位置随着 转速的升高逐渐开大到“开”(84o)的位置，此后不再随 着转速的进一步升高而开大。当转速下降到一定转速后， 进口导叶开始关小，随着转速的降低逐渐关小至 “关”(34o)的位置，此后不再随着转速的进一步降低而 关小。 逐步开关式更有利于对压气机性能的改善。
当实际工作转速比设计转速低时
这时压气机的压比要下降。这时末几级中的空气压力和密度 降低了。而在前几级中，与设计工况相比较，其压力和密度反 而却均有所提高。因为在大气压力 恒定不变的前提下，随着 空气流量 的减小，这时，气流在压气机进口收敛器中的降压 加速效应减弱了。同时，由于进气流道中（空气过滤器、消声 器）的气流速度的降低，流动的压力损耗又略有所下降，因而， 在压气机的第一级入口处，气流的压力 和密度 ，反而比设计 工况下的数值要高。这样就使轴向分速比增加了。比值 的增加 意味着，当转速下降时，轴向分速 CZZ下降得比轴向分速 C1Z 慢些。在轴流式压气机中，由于各级的直径变化不大，可以近 似地认为各级圆周速度相等。由于cz 和u的变化不协调，结果 使各级中的流量系数 发生变化，流入各级的气流方向就发生变 化。 经验指出：与设计工况偏离最远的是前几级和末几级，而中 间各级相对于设计工况的变化较小。这时，在前几级中的流量 系数减小，而在最后几级中会增加。在中间级中，流量系数变 化很小。
压气机中防止喘振的措施 在大致了解了发生喘振现象的基本原因之后，就有条 件来讨论压气机中防止喘振的措施。 概括起来说，目前有以下的措施： 1. 设计压气机时，应该合理地选择各级之间的流量系 数的分配关系，力求扩大压气机的稳定工作范围。 2. 采用可转的进口导叶和静叶的防喘措施。 3. 在压气机通流部分的某一个或若干个截面上，安 装防喘放气阀的措施。 4. 用双转子压气机措施。
工艺空气压缩机的喘振及预防模版
工艺空气压缩机的喘振及预防模版工艺空气压缩机是工业生产中常用的设备之一，它将空气进行压缩储存，并提供给生产设备使用。
然而，在使用工艺空气压缩机的过程中，一些常见的问题会出现，其中之一就是喘振。
喘振会导致设备的损坏和生产效率的降低，因此，对喘振进行有效的预防非常重要。
喘振是指在空气压缩机工作时，由于压气机或压缩机本身的结构问题，导致压力波动频繁，进而引起设备的振动和噪音。
喘振对设备的损害包括轴承、齿轮、密封件等部件的过早磨损和损坏，同时也会给生产线上的其他设备带来不利影响，甚至可能导致生产过程的中断。
为了有效预防喘振，以下是一些常见的方法和模版可以参考：1. 选用合适的空气压缩机：- 对于不同的工艺需求，选择合适类型和规格的空气压缩机，确保其工作范围和性能能够满足生产需求。
- 选择压缩机时，要考虑其结构稳定性、动平衡性和可靠性等因素，避免选用容易产生喘振的产品。
2. 合理安装和布置空气压缩机：- 安装空气压缩机时，要遵循操作说明书中的要求，确保压力管道和排气管道的正确安装和连接。
- 确保设备的基础牢固，避免因地基不稳造成的振动和共振问题。
- 空气压缩机的布置要合理，避免与其他设备过于靠近，避免共振和互相干扰。
3. 定期维护和保养：- 对于空气压缩机，定期检查和维护是非常重要的。
包括检查和清理压缩机的进、排气通道、滤清器和冷却系统等部件，确保其畅通和高效工作。
- 定期更换磨损的密封件、轴承和齿轮等零部件，预防其被过度磨损引起的喘振问题。
4. 注重运行监测和调整：- 在压气机运行过程中，定期对其进行监测和调整。
通过安装振动传感器、压力传感器等监测设备，及时获取设备运行状态的数据，以便及时发现并处理异常。
- 出现喘振的情况时，及时调整设备运行参数和控制策略，降低喘振的影响。
5. 配置合适的降噪设备：- 在空气压缩机周围配置合适的降噪设备，如吸音棉、隔音罩等，减少噪音对设备和工作环境的干扰。
- 同时，考虑在压缩机的冷却系统中增加隔音材料，减少冷却风扇产生的噪音和振动。
防喘振
1. 压缩机的防喘振控制方案以往方案大致可分为固定极限流量和可变极限流量防喘振控制两类。
但到目前为止，对于不同摩尔质量、温度、压力的压缩气体，还没有一种切实可行的方法来有效、精确地计算压缩机的喘振线，通常都是建立一个较大的额外安全空间，保证机组在可预设的最佳工作状况下安全运行，但这种方法使得压缩机的工作效率大为降低，因此有关的专业技术人员一直在寻找更有效的方法来解决防喘振控制过程中的安全与效率问题。
TS3000 系统的成功应用，就较好地解决了此问题。
2. 喘振线作图的基本方法压缩机防喘振控制系统的基本原理，如图2 所示。
图中：Yl=Y2/Y3=Pd/Ps=(PT2+ 1.0332)/(PT1+1.0332)；SP=Y4=V(Pd/Ps)+K(给定)；Y5= h/Ps=FT5/(PT1+1.0332)(测量)采用Pd／Ps 和c·h/Ps 做喘振曲线，其基本形状为抛物线，而采用Pd/Ps 和(c· h/Ps )2作图时得到的喘振线则在工作点附近基本呈直线形状(简化后，C2h/Ps)。
其关系式如下：h/Ps=V·(Pd/Ps)+K式中，Pd—压缩机出口压力(绝压)，kPa；Ps—压缩机入口压力(绝压)，kPa；C—常数(由孔板尺寸决定)，m2；h—孔板差压(与流量的关系式为Q2=H)，kPa3. 工艺控制方案(1)压缩机防喘振调节画面组成(a)防喘振动态示意图，将压缩机实际工作点在防喘振示意图上相应显示。
(b)动态数据，将实际工作点数据在ESD 画面相应处显示。
(c)点击ESD 流程图上相应调节阀，可弹出PID 画面，可在线修改设定值或输出值。
(2)调节防喘振电磁阀设定3 种状态，正常运转状态下，可设定自动调节，开停工或异常状态下，可设定手动调节或强制调节。
(3)报警利用声光报警及画面报警提示。
(4)控制要点(a)开压缩机前，应先将防喘振阀强制打开至100％。
(b)当压缩机实际工作点靠近防喘振线时，应提高压缩机转速，维持正常生产，若压缩机转速已达最大，则应打开防喘振阀，并适当降低装置负荷，保证压缩机的正常运行。
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施压缩机是工业生产中常见的设备，用于将气体或蒸气压缩成高压气体的装置。
在压缩机运行过程中，可能会出现喘振现象，给生产带来一系列的问题，防止压缩机出现喘振现象是非常重要的。
本文将就压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施进行探讨。
1. 噪音过大当压缩机出现喘振现象时，会导致机器工作不稳定，产生较大的噪音。
噪音过大不仅会影响生产场地的环境，也会对工人的身心健康造成影响。
2. 设备损坏喘振现象会导致压缩机产生振动，长期下去会导致机器损坏，减少设备的使用寿命，增加维护成本。
3. 产能下降当压缩机出现喘振现象时，会导致机器输出功率下降，从而使得生产产能受到严重影响。
4. 安全隐患喘振现象会给设备运行带来了不稳定因素，可能会引发设备故障，造成安全隐患。
二、压缩机防喘振系统的防范措施1. 定期维护检查要定期对压缩机进行维护检查，包括检查连接螺栓是否松动，轴承是否磨损，润滑油是否足够等，确保设备运行的稳定性。
2. 安装减振装置在压缩机设备上安装减振装置，如减振脚，减振垫等，能有效地减少设备的震动。
3. 保持压缩机平稳运行在使用压缩机时，要保持设备的平稳运行，避免频繁启停和负载变化，减少机器运行过程中的工况变化，降低喘振的发生几率。
4. 定期清洗要定期对压缩机进行清洗，清理设备内部的灰尘和杂物，保持设备的通风性能，防止因灰尘积聚导致设备运行不畅。
5. 合理设置控制系统通过合理设置控制系统，如安装变频器、压力传感器等，对压缩机的运行状态进行监控和调节，提高设备的运行效率，减少喘振现象的发生。
6. 增强员工培训对操作压缩机的员工进行专业的培训，使其能够正确地使用和保养压缩机设备，及时发现并解决设备运行中的异常情况。
7. 定期更换易损件对压缩机设备的易损件进行定期更换，避免因零部件磨损或老化导致设备产生异常振动。
三、总结在工业生产中，压缩机是一个非常重要的设备，防止压缩机出现喘振现象对生产的稳定性和效率有着重要的影响。
第一章离心压缩机防喘振控制
4.2 离心压缩机防喘振控制4.2.1 离心压缩机的喘振1．离心压缩机喘振现象及原因离心式压缩机在运行过程中，可能会出现这样一种现象，即当负荷低于某一定值时，气体的正常输送遭到破坏，气体的排出量时多时少，忽进忽出，发生强烈震荡，并发出如同哮喘病人“喘气”的噪声。
此时可看到气体出口压力表、流量表的指示大幅波动。
随之，机身也会剧烈震动，并带动出口管道、厂房震动，压缩机会发出周期性间断的吼响声。
如不及时采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。
例如压缩机部件、密封环、轴承、叶轮、管线等设备和部件的损坏，这种现象就是离心式压缩机的喘振，或称飞动。
下面以图4.2-1 所示为离心压缩机的特性曲线来说明喘振现象的原因。
离心压缩机的特性曲线显示压缩机压缩比与进口容积流量间的关系。
当转速一定时，曲线上点有最大压缩比，对应流量设n c 为，该点称为喘振点。
如果工作点为点，要P Q B 求压缩机流量继续下降，则压缩机吸入流量，工作点从点突跳到点，压缩机出P Q Q <C D 口压力从突然下降到，而出口管网压力仍为C PD P ，因此气体回流，表现为流量为零 同时管网压力 图4.2-1 离心压缩机的特性曲线C P 也下降到，一旦管网压力与压缩机出口压力相等，压缩机由输送气体到管网，流量达到D P 。
因流量大于点的流量，因此压力憋高到，而流量的继续下降，又使压缩机A Q A Q B B P 重复上述过程，出现工作点从的反复循环，由于这种循环过程极B A D C B →→→→迅速，因此也称为“飞动”。
由于飞动时机体的震动发出类似哮喘病人的喘气吼声，因此，将这种由于飞动而造成离心压缩机流量呈现脉动的现象，称为离心压缩机的防喘振现象。
2．喘振线方程喘振是离心压缩机的固有特性。
离心压缩机的喘振点与被压缩机介质的特性、转速等有关。
将不同转速下的喘振点连接，组成该压缩机的喘振线。
实际应用时，需要考虑安全余量。
喘振线方程可近似用抛物线方程描述为：（4.2-θ2121Q b a p p +=1）式中，下标1表示入口参数；、、分别表示压力、流p Q θ量和温度；是压缩机系数，由压缩机厂商提供。
【专业知识】离心式制冷压缩机防喘振措施
【专业知识】离心式制冷压缩机防喘振措施【学员问题】离心式制冷压缩机防喘振措施？【解答】1、喘振产生的机理离心压缩机的基本工作原理是利用高速回转的叶轮对气体做功，将机械能加给气体，负气体压力升高，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，负气体流速降低，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活动，来自叶轮对气流所做功转变成的动能，边界层内气流活动，主要靠主流中传递来的动能，边界层内气流活动时，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，终极边界层的气流停滞下来，进而发生旋涡和倒流，负气流边界层分离。
气体在叶轮中的活动也是一种扩压活动，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，由于气流活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，活动严重恶化，使压缩机出口压力忽然大大下降，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。
压缩机的喘振与预防
离心式压缩机的喘振及预防离心式压缩机发生喘振时，转子及定子元件受交变应力，级间压力失调引起的强烈振动，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。
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。
1.喘振的内在因素当在设计工况M点工作时Q=Q设（图1、图2），气流的进气角基本上等于叶轮的进口安装角，气流通畅地进入流道，基本上不出现气流附面层脱离现象，时，由于气体流量的减少，气流的轴向速度随之减小，冲损失也很小。
当Q<Q设角i随之增加，气流射向叶片的工作面，而在非工作面上出现气流分离现象。
当流量减少到某一程度时，由于叶栅距不相等以及进气气流、叶片几何尺寸不均匀性等原因，气流先在某一个或某几个叶片上产生脱离，形成一个或几个脱离团。
脱离团沿圆周方向移动，其移动方向与转子旋转方向相同。
这种脱离团的移动现象称之为“旋转脱离”。
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，主要取决于管网的压力流量特性曲线P＝P a+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，管网特性曲线左移到图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，管网特性曲线1右移，压缩机流量达到Q max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，管网特性曲线左移，致使压缩机工况点向小流量偏移。
压缩机的流量Q j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脉动。
压缩机防喘振操作经验交流
尿素CO2压缩机防喘振操作经验交流喘振作为离心压缩机的固有特性, 具有较大危害性, 是压缩机损坏的主要原因之一。
在生产过程中, 由于对喘振的危害性认识不足, 导致判断喘振工况滞后, 使机器损伤严重, 有时甚至导致机器功能丧失。
为了保证压缩机稳定运行, 必须准确判断并迅速处理使其脱离喘振工况。
一、喘振危害喘振对压缩机的危害主要表现在以下5 个方面:( 1) 喘振引起流量和压力强烈脉动和周期性振荡, 会造成工艺参数( 压力、流量等) 大幅度波动, 破坏生产系统的稳定性。
( 2) 受气体强烈、不稳定冲击, 叶轮应力大大增加, 使叶片强烈振动, 噪声加剧, 大大缩短整个转子的使用寿命，同时, 也会引起机组内部动、静部件的摩擦与碰撞, 使压缩机的轴弯曲变形, 碰坏叶轮, 最终造成整个转子报废。
机器多次发生喘振, 轻者会缩短压缩机使用寿命, 重者会损坏压缩机本体以及连接压缩机的管道和设备, 造成被迫停车。
( 3) 由于流量和压力高速振荡,压缩机内部部件产生强烈振动,破坏润滑油膜的稳定性, 加剧轴承、轴颈的磨损, 使轴承合金产生疲劳裂纹或脱层, 甚至烧毁。
严重时会烧毁推力轴承的轴瓦, 使转子产生超过设计值的轴向窜动量, 甚至造成窜轴，转子、隔板损毁的危险。
( 4) 会损坏压缩机级间、段间密封及轴封, 使压缩机效率降低, 迷宫密封齿片磨损, 间隙增大, 造成气体泄漏量增大。
( 5) 喘振可能使压缩机的固定联结部位松动, 造成机组联轴器对中数据偏移, 进而引起联轴器对中不良, 导致联轴器的使用寿命缩短, 甚至有可能发生疲劳性断裂，影响压缩机的正常运转。
( 6)导致测量仪表准确性降低, 甚至失灵, 如轴承测温探头、主轴振动探头、主轴位移量探头和各级进排气流量、压力、温度仪表等。
二、喘振现象( 1) 透平转速出现大幅波动, 机组运行工况不稳定，甚至超速跳车。
( 2) 压缩机流量指示值急剧下降并大幅波动。
( 3) 喘振TI3001温度升高,主要是由于高温气体倒流至压缩机进口所致(HC3113有开度，四回一开度大，高温气体返回)。
工艺空气压缩机的喘振及预防（三篇）
工艺空气压缩机的喘振及预防工艺空气压缩机是工业生产中常见的设备之一，其主要作用是将环境空气压缩成高压气体供给生产过程中所需的能源。
然而，在使用过程中，有时会出现喘振现象，严重影响设备的正常运行。
本文将详细介绍工艺空气压缩机喘振的原因及预防措施。
一、喘振的原因1.系统失稳：系统失稳是造成工艺空气压缩机喘振的主要原因之一。
工艺空气压缩机的压缩比一般比较高，当压缩比过高时，系统失去稳定性，容易引起振动。
2.过流现象：过流现象是指空气压缩机运行过程中，过度增加系统的流量。
当系统的气流量明显超过设计工况时，气流的动能将会增大，导致系统不稳定。
3.系统泄漏：系统泄漏是喘振的常见原因之一。
当系统中存在泄漏现象时，将会引起气流的变化，导致系统压力和温度的不稳定，从而诱发喘振。
4.系统阻力不平衡：系统阻力不平衡也是喘振的一个重要因素。
当系统不同部分的阻力不平衡时，将会导致气流的分布不均匀，从而引起系统的不稳定。
5.气源压力波动：气源压力波动是导致工艺空气压缩机喘振的一个主要原因。
当进气口的气体压力波动较大时，将会引起系统的紊乱和不稳定。
二、喘振的预防措施1.选择合适的压缩机：在购买工艺空气压缩机时，应根据实际需求选择合适的型号和规格。
压缩机的功率和排气量应与生产工艺的需求相匹配，避免过大或过小的情况发生。
2.增加系统的稳定性：通过增加系统的稳定性来预防喘振。
可采取的方法包括增加系统的负反馈，提高反馈控制系统的带宽，优化系统的控制算法等。
3.控制系统的总能量：在运行过程中，应更加注重控制系统的总能量，避免气体的过度压缩或过流现象的发生。
通常可以通过调整进气口的开度和调整压缩机的运行参数来实现。
4.加强系统的泄漏检测和修复：定期对系统进行泄漏检测，及时发现和修复泄漏现象。
可以通过检查气体管道、阀门和接口等部位进行泄漏检测，并采取相应的修复措施。
5.优化系统的通风和降温：保持压缩机周围的通风良好，有效降低设备及系统的温度。
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。
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施
压缩机防喘振系统出现的问题及防范措施压缩机是工业生产中常用的设备之一，但在使用中常常会出现喘振或振动等问题，这不仅会影响生产效率，还可能导致设备的损坏和人员的安全问题。
因此，必须采取有效的防范措施来避免这些问题的出现。
一、喘振和振动的原因1、系统管道设计不合理，直径过小或过长；2、系统管道漏气，或管道连接处泄漏；3、压缩机自身结构松动或损坏；4、压缩机受力不平衡，导致机身振动；5、系统管道内气体流速过大或变化不稳定。
二、防范措施1、管道设计合理根据气体流量、压力差等参数合理选择管道直径，并保证管道通畅，减少管道连接点，避免漏气点的出现。
2、管道漏气检查定期检查系统管道的连接点是否漏气，可以利用泄漏检测仪等设备进行检测，在压缩机运行时进行检测可以更好地发现问题。
3、压缩机结构检查定期检查压缩机的结构是否松动，比如固定螺栓是否正常、机内管道是否连接紧等，若发现问题及时处理。
4、维护压缩机平衡在运行中，尽量避免出现过载或空载状态，这将导致压缩机产生不平衡的受力，增加喘振和振动的风险。
此外，也要注意机体的平衡，如润滑系统油量、过滤器清洗等。
5、气体流速控制压缩机出气管道内，冷却风机叶轮和散热排成型件都可能成为引发振动的元凶。
其工作原理类似于翼型。
对于翼型式风机或散热器，为减小旋翼的阻力，其内壁通常都采用低密度网格或微小的平衡凸起，如果此类内壁材料堆积有灰尘和油污，将严重干扰了其工作，打破平衡状态，从而产生振动，因此要进行定期清洗。
以上就是压缩机防喘振的问题及防范措施，对于企业来说，应重视这些问题的发生，加强日常维护，确保设备的正常稳定运行，提高生产效率和安全性。
压缩机喘振原因及预防措施（2）
压缩机喘振原因及预防措施（2）压缩机喘振原因及预防措施升速，升压之前一定要事先查好性能曲线，选好下一步的运行工况点，根据防喘振安全裕度来控制升压，升速。
防喘振安全裕度就是在一定工作转速下，正常工作流量与该转速下喘振流量之比值，一般正常工作流量应比喘振流量大1.05～1.3倍，即：裕度太大，虽不易喘振，但压力下降很多，浪费很大，经济性下降。
在实际运行中，最好将防喘阀门的整定值，根据防喘裕度来整定。
太大则不太经济，太小又不安全。
防喘系统根据安全裕度下整定好以后，在正常运行时防喘阀门应当关闭，并投入自动，这样既安全又经济。
有的单位防喘振装置不投自动，而用手动，恐怕发生喘振而不敢关严防喘阀门，正常运行时有大量气体回流或放空，这既不经济又不安全；因为发生喘振时用手动操作是来不及的，结果不能防止喘振。
3.3 在升压和变速时，强调“升压必先升速，降速必先降压”的原则压缩机升压应当在汽轮机调速器投入工作后进行；升压之前查好性能曲线，确定应该到达的转速，升到该转速后再提升压力；压缩机降速应当在防喘阀门安排妥当后再开始；升速，升压不能过猛过快；降速降压也应当缓慢，均匀。
3.4 防喘阀门开启和关闭必须缓慢，交替防喘阀门操作不要太猛，避免轴位移过大，轴向推力和振动加剧，油密封系统失调。
如压缩机组有两个以上的防喘阀门的话，在开或关时应当交替进行，以使各个缸的`压力均匀变化，这对各缸受力，防喘和密封系统协调都有好处。
3.5 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”升压法，这在前面已经介绍，这种方法有助于防止喘振。
“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。
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据我公司与陕鼓技术协议，压缩机流量调节方式为回流调节+变频调速，收集相关资料整理如下：回流调节+变频调速在离心压缩机喘振控制中的应用1 喘振1.1 喘振现象当压缩机在运转过程中，流量减小到一定程度时，就会在压缩机流道中出现严重的旋转脱离，流动严重恶化，使压缩机出口压力突然严重下降。
由于压缩机总是和管网系统联合工作的，这时管网中的压力并不马上减低，这时管网中的气体压力就反大于压缩机出口处的压力，因而管网中的气体就倒流向压缩机，一直到管网中的压力下降至低于压缩机出口压力为止，这时倒流停止，压缩机又开始向管网供气，压缩机的流量又增大，压缩机又恢复正常工作。
但是当管网中的压力也恢复到原来的压力时，压缩机的流量又减小，系统中气体又产生倒流，如此周而复始，就在整个系统中产生了周期性的气流振荡现象，这种现象称为“喘振”。
上图中n为压缩机的转速，在每种转速下都有一个p2/p1值最高的点（驼峰点），将不同转速下的各个驼峰点连接起来就可以得到一条所谓的喘振边界线（上图中实线所示）。
边界线左侧部分为不稳定的喘振区，边界右侧部分则是安全运行区。
在喘振区，压缩比p2/p1随着Q的增大而增大，即出口压力p2增大，到大于管道阻力时，就会使压缩机排出量增大，并恢复到稳定的值QA。
假如流量继续下降到小于驼峰值QB，这时压缩比不仅不会增大，反而下降，即p2下降，就会出现恶性循环：压缩机排出量会继续减小，而出口压力p2会继续下降，当p2下降到低于管网压力时，瞬间将会出现气体的倒流；随着倒流的产生，管网压力下降，当管网压力下降到与压缩机出口压力相等时倒流停止；然而压缩机仍在运转，于是压缩机又将倒流回来的气体重新压回去；此后又引起p2/p1下降，被压出的气体又倒流回来。
这种现象将重复产生，这就是所谓的喘振。
1.2 产生喘振的先决条件从喘振现象可知，影响喘振的因素有：(1) 流量；(2) 转速；(3) 管网特性。
(1)流量是导致喘振的先决条件，因为当压缩机越过最小流量值时，就会在流道中产生严重的旋转脱流和脱流区急剧扩大的情况，进而发展到喘振状态。
(2)转速变化对喘振的影响；离心式压缩机转速变化时，其性能曲线也将随之改变，当转速提高时，压缩机叶轮对气体所做的功将增大，在相同的容积流量下，气体的压力也增大，性能曲线上移。
反之，转速降低则使性能曲线下移。
对应不同转速，喘振流量也不同，当转速增大时，喘振流量也增大，即随着转速的增大，喘振线向大流量区移动，即对于不同的转速，压缩机的性能曲线呈现出不同的性能，转速越高，性能曲线向右上方移动，越容易发生喘振，反之亦然。
(3)管网的容量愈大，则喘振的振幅愈大，频率愈低；管网的容量愈小，则喘振的振幅愈小，频率愈高。
P (M p a )图1.2管网对喘振的影响离心式压缩机的工作点是压缩机性能曲线与管网特性曲线的交点，只要其中一条曲线发生变化，则工作点就会改变。
管网阻力增大(例如压缩机出口阀关小)，其特性曲线将变陡峭，致使工作点向小流量方向移动。
如图1.2所示，当工作点由A’移至A时便进入了喘振工况区。
管网容量越大，喘振的振幅越高，频率越低，喘振越严重，破坏性越强。
喘振的频率大致与管网容量的0.56次方成反比。
另外，管网的容量对压缩机的喘振流量也有影响，有些人对一台小型低压离心式压缩机的喘振试验表明：管网的容量对喘振点的影响很大，容量大时喘振点流量也增大，压缩机系统的稳定性变差。
除此以外，压缩气体的吸入状态，如分子量、温度等也是造成压缩机喘振的原因。
分子量越高，温度越低，压缩机越容易发生喘振。
从性能曲线上看，离心式压缩机的性能曲线大多呈驼峰型，喘振这种有害现象发生时，压缩机的流量小于最大压头所对应的流量。
1.3喘振区域的确定压缩机性能曲线表示出口压力随气体流量而变化的曲线；管网特性曲线是管道进口压力随气体流量而变化的曲线。
两条曲线的交点是压缩机的工作点，工作点的横坐标是气体流量，纵坐标是实际排气压力，如图1.22中，驼峰的最高点K，凡是压缩机工作点位于K点以右的下降部分，为稳定工作区，工作点位于K点以左的曲线下降部分为喘振区。
图1.3 喘振区域的界定办法2 喘振控制方法从以上分析可知，要避免压缩机进入喘振状态就必须使压缩机流量大于最小流量值。
这是从破坏产生喘振先决条件的角度出发的。
通常把为输送气体连接压缩机的管道、容器等全套设备，包括进、排气管线，称为管网。
压缩机的输气量GD和管网的流量GR相等，或者说压缩机的排气压力等于管网的进口压力肌，压缩机和管网就能稳定运行，即GD=GR或PD=PR。
管网的特性曲线和压缩机的特性曲线的交点恰好能满足上述要求，这就是压缩机和管网的联合运行点，如图2.1中的A点和B点。
图2.1 压缩机和管网的联合运行点要防止压缩机发生喘振，只需要时工作转速下的吸入流量大于喘振点的流量Qp就可以了。
因此，当所需的流量小于喘振点的流量时，如生产负荷下降时，需要将出口的流量旁路返回到入口，或将部分出口介质放空，以增加入口流量。
满足大于喘振点流量的控制要求最基本的控制方法是最小流量极限控制，这种方法又分为两种：固定极限流量和可变极限流量。
2.1 固定极限流量法123000图2.2 固定极限流量其原理是：让压缩机通过的流量总是大于某一定值流量Qp，为保证在各种转速下压缩机均不会发生喘振，选取最大转速下的喘振极限流量值为Qp的值，当流量减小到该值时，流量传感器就会输出启动信号，使与压缩机进出口相连的旁通阀开启工作，从而使压缩机流量不再减小，也就避免了压缩机由于流量过小而进入喘振区域。
固定极限流量防喘振控制具有实现简单、使用仪表少、可靠性高的优点。
但当压缩机低速运行时，虽然压缩机并未进入喘振区，而吸气量也可能小于设置的固定极限，旁路阀打开，气体回流，造成能量的浪费。
这种防喘振控制适用于固定转速的场合.但它的缺点是很明显的：它不能充分使压缩机工作在其工况区，往往过早启动防喘振系统，浪费了能源，降低了经济效益。
2.2 可变极限流量法其原理是：压缩机转速变动时，喘振点的变化轨迹(喘振界限线)大致是一条二次抛物线，为防止喘振发生，考虑安全裕度，可以按喘振界限线得到与其平行的一条控制线，以控制防喘振阀的启闭，从而在不同的转速下，使压缩机运行的安全裕度相同，不造成浪费。
对于压缩机进气状态变化较小的情况常采用这种控制方法。
如图2.3所示。
实现可变极限防喘振，关键是确定压缩机的喘振极限方程。
图2.3可变极限流量2.3 通用性能曲线控制法其原理是：考虑压缩机在某些特殊场合进气状态变化较大的情况，利用相似原理将压缩机的性能曲线转换成不受进气状态影响的通用性能曲线，根据相似原理，转换后的通用性能曲线形状与原始曲线相似，因此后者喘振点的变化轨迹大致也是一条二次抛物线，所以可以确定一条与喘振界线平行的控制线来控制防喘振阀的开启来保证压缩机流量不小于最小流量点，也就避免了压缩机进入喘振状态。
3 变频调速―旁通回流喘振控制法通过以上分析可以通过转速的调节，管网特性的调节来影响喘振的发生。
对于管网的调节，因为它涉及管网中阀门的调节，而阀门调节所损耗的能量是白白浪费的，并不能得到有效利用，特别对于大容量的管网，其能量的损失更不能估计了。
而对于以上3种控制方法，它们都有一个共同特点，就是当所需流量减小到最小流量值时就会开启连接在压缩机进出口的喘振控制阀，回流部分流量，实际上也通过了阀门调节而无形中损失了能量。
3.1 变频调节原理由相似定律可知，当改变离心压缩机的转速n 时，其效率基本不变，但流量、压头及功率都按下式改变[2]：m mQ n Q n == (1) 按式（1）可将压缩机在某一转速下的性能曲线p -Q m 换算成另一转速下的新的性能曲线p -Q 。
它与不变的管路性能曲线CE 的交点（即工作点）由A 点变至D 点，则压缩机的流量由Q A 变至Q D (图1)。
由电工学得，异步电机的理论转速n (r/min)为60(1)/n f s P =- (2)式中f 为电源频率；P 为电机磁极对数；s 为电机转差率。
从式（2）看出，改变电源频率即可改变电机的转速，从而达到调节流量的目的。
D A图3.1 改变离心压缩机性能曲线的调节法由系统的运行情况可知，设备在开始运行时负荷最大，由流量传感器经调节器至微机，由微机控制变频器，使变频器输出的频率上升，电动机开始旋转并使转速逐渐升高至最大。
当负荷减小，这时利用微机控制变频器，使变频运行的电动机按照系统中预先设定的程序进行运转，即降低电源频率，从而降低电动机的转速，让设备继续在低负荷运行，达到所需的流量要求。
这样，节电率一般在20%～30%。
变频装置的调节范围可达20:1，且可基本保持异步电动机特性。
3.2 变频调节的极限性及补救措施压缩机的转速不能无限制地下降，当下降到一定程度时，由于分离损失的影响会使压缩机性能严重恶化，效率明显降低，功耗明显上升，并引起压缩机振动，严重影响压缩机的运行，因此变频调速范围一般为1.1n~0.6n。
如图3.3所示，当转速调节到0.6n以下时，就不能运用改变转速的方法来调节流量了，只能用上面所述的3种方法来进行调节，以保证所需小流量及确保压缩机流量总大于最小流量值。
3.3 变频调节喘振控制过程如图3.2所示，当压缩机运行时，由转速传感器将信号输入到微机中，根据微机中设定好的转速对应值确定该转速下的最小流量。
当流量传感器输入新的信号时，根据相似原理确定新流量下所需的转速，然后判断该转速是否在允许调节范围内。
如果Yes，微机将输出转速调节信号进行调速；如果是No，将进行通用性能曲线控制法进行喘振控制，微机将输出允许范围内的最低转速调节信号，并输出该转速下的回流量，以达到流量调节的目的，保证了压缩机安全运行。
图3.2 变频调速—旁通回流喘振控制原理图3.4 变频调节喘振控制方法经济性分析如图3.3所示，假设压缩机开始工作于C 点，则对应的流量为Q c ，现在需要流量为Q A ，则对应的工况点为A 点，由于A 点处于喘振控制线的左侧，即进入喘振调节区，因此不能通过改变管网曲线的方法进行调节，这时如果采用调节回流阀可以达到目的，但要回流DA 之间的流量，而这些流量所带的能量将消耗在该阀门上，造成能量浪费。
如果采用变频调节，将转速调节到B 点所对应的转速，这时工况点处于B 点，该流量也即为所需流量，达到调节目的，也节省了e D 的压力能，而且转速下降为0.7n ，压缩机所消耗的功率大为降低，节能效果非常明显。
对于管网曲线BC ，可利用度为FIEF ，对于管网曲线DE ，可利用度为GHEG ，比前者多出GHIFG 。
显然，对于越陡的管网曲线，采用变频调速—旁通回流的方法节能效果越明显。
0.6n Q A Q C V Q 图3.3 离心压缩机通用性能曲线图。