离心式压缩机防喘振控制的计算理念
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离心式压缩机防喘振控制的计算理念
作者：高敏侠
来源：《城市建设理论研究》2013年第03期
【摘要】介绍了离心式压缩机的防喘振控制的保护理念，及特有的防喘振控制方法。
以离心式循环氢压缩机为例，以特性曲线为基础，通过具体喘振线的计算，来说明防喘振控制的计算过程，这种控制方法方便可行，在石化行业应用广泛。
关键词：离心式压缩机防喘振控制喘振线
中图分类号：TU74 文献标识码：A 文章编号：
一、前言
上世纪90年代中期，中国化工行业的大型动力设备——离心式压缩机和汽轮机的控制，已经配备了一套完整的成熟的控制系统，在中国应用比较广泛的就是TRICON（三重模件冗余控制器）的ITCC(透平和压缩机联合控制)系统。
该系统不仅从汽轮机的升速实现了自动控制，减少了现场人员的工作强度，而且对于压缩机的保护也采取了自动保护，即防喘振保护。
另外，对于机组的联锁保护都可以在这套系统里实现。
这套系统完整、快速地把保护、控制、调节、联锁有机紧密地结合在一起，从而实现对大型动设备的启动、控制、保护和联锁。
二、防喘振控制原理
喘振是指一台正在运行压缩机，若因外部原因使流量不断减小达到最小流量值时，就会在压缩机流道中出现严重的旋转脱离，若气量进一步减小时，压缩机叶轮的整个流道被气流旋涡区所占据，这时压缩机的出口压力将突然下降的现象。
但是，压缩机出口所连接的较大容量的管网系统中压力并不马上下降，此时会出现管网中气体向压缩机倒流的现象。
当管网中压力下降到低于压缩机出口排气压力时，气体倒流会停止，压缩机又恢复向管网排气。
然而，因为进气量的不足，压缩机在出口管网恢复到原来的压力以后，又会在流道内出现旋涡区。
如此周而复始，机组和管道内的流量会发生周期性变化，机器进出口压力会大幅度脉动。
由于气体在压缩机进出口处吞吐倒流，会伴随有巨大周期性的气流吼声和剧烈的机器振动，这种现象就叫做压缩机的喘振。
喘振对于压缩机的危害很大，所以，为了保护机组，就要消除喘振。
压缩机就要有防喘振控制，防喘振控制主要是通过判断入口流量与压缩比的关系，判断工作点是否在喘振区，如果接近防喘振线，就要控制打开喘振阀，以补充入口流量保证压缩机正常运行。
三、喘振点和防喘振线
每台压缩机，都有自己特有的特性曲线。
防喘振控制必须要以特性曲线为基础。
下面就以离心式循环氢压缩机为例来说明防喘振控制。
如图1所示循环氢压缩机（额定工况）的性能曲线。
在图1中，最上方的曲线就是压缩机的特性曲线，它的横坐标是入口流量，纵坐标是压缩机出口压力。
图中有4条曲线，分别代表压缩机在不同转速下的4种特性曲线，转速为：10080rpm，10640rpm，11200rpm，11760rpm。
曲线的左端顶点，就是机组在各个转速下的喘振点。
而图中的三角就是压缩机在转速为10640rpm时的工作点。
现在已经知道了机组的喘振点，这些点适用于这台机组，且具有唯一性。
所以，根据这些喘振点可以绘出一条喘振曲线（图2中曲线1），机组在运行时不应到达或超越这条喘振线，如果进入或超过表示机组发生了喘振。
那么，为了更好的控制机组以防御喘振的发生，在喘振线的基础上向右偏移了10%，即又增加了一条曲线，叫做防喘振线（图2中曲线2），机组正常运行时，也是应远离防喘振线的，工作点（图2中圆点a）工作在防喘振线的右边。
为了时时监控，时时进行防喘振控制，在工作点的左端设置了盘旋点（盘旋点是在距离工作点4%的一个点）（图2中圆点b），使之与工作点的距离保持4%的距离。
当工作点和盘旋点距离大于或小于4%时，防喘振阀关闭或打开。
见图2曲线图。
图2的喘振线是根据图1（压缩机特性曲线）和表1（入口流量孔板规格计算书）计算出来的。
要想控制且保护好机组，就要把喘振线计算准确。
下面介绍喘振线的计算。
TC201是压缩机的代号。
Pd/Ps:出口压力/入口压力，Hs/Ps%:温压补偿后的流量百分比。
图2循环氢压缩机喘振画面
表1入口流量孔板规格计算书
四、喘振线的计算
在图1中入口压力是5.9 MPa（a）入口温度是55℃，介质是循环氢，转速是11 200rpm。
防喘振控制理论就是知道入口压力，入口温度，出口压力，入口流量。
(1)
式中:是设计条件的体积流量，∆P是入口流量的差压值，是设计条件下的密度，K为流量公式的常数。
(2)
式中:是实际测量的体积流量，∆P是入口流量的差压值，是实际测量的密度，K为流量公式的常数。
以上的流量公式是对于一定质量的气体来讨论的，其流过孔板的差压值不变。
也就是质量不变的理性气体。
对于现场测量流量的测量元件（如孔板），由于冬天夏天温度不同时气体的密度不同，所以要把测量的实际流量补偿到设计温度、压力下的设计流量，这样测量的流量值才准确。
那么把公式1比上公式2，得到：
(3)
公式3是对实际测量的流量值补偿到设计条件下的流量值，保证测量值的准确度。
并且从公式3可以看到流量补偿实际上是对密度的补偿。
图1中的喘振曲线横坐标是体积流量，是设计条件下的体积流量，单位m3/h，上面喘振首先要有压缩机的特性曲线，其次还要有测量流量的测量元件的技术规格书，本次项目测量元件是孔板，见表1。
孔板的流量单位采用的是标况下的体积流量nm3/h。
所以，为了统一单位，要把设计条件的体积流量和测量的体积流量转换成标况下的体积流量。
由于测量的气体质量不变，公式3的、转换到标准状况下有：
(4)
(5)
式中:是实际测量的体积流量转换为标况下的测量体积流量，设计条件下的体积流量转换为标况下的设计体积流量，是标况下的密度。
由公式4、5,得到公式6
(6)
把公式3带入公式6,得到公式7
（7）
从公式7看到求测量的体积流量（转换为标况），与设计流量转换到标况下流量有关。
公式7表明这是一个转换到标况下的公式。
为了进一步化简公式，继续推导。
根据理性气体的状态方程，见如下公式：
（8）
（9）
将公式9带入公式8中得到：
(10)
式中:是设计压力转换到标况下的压力，是设计体积转换到标况下的体积，是设计的温度转换到标况下的温度。
是设计压力，是设计体积，是设计的温度。
是设计密度转换到标况下的密度，是设计下的密度。
由公式10得出设计条件下的理想气体状态方程：
（11）
同理，得到实际测量的理想气体状态方程
(12)
式中；是测量压力转换到标况下的压力，是测量体积转换到标况下的体积，是测量的温度转换到标况下的温度。
是测量压力，是测量体积，是测量的温度。
是标况下的密度，是测量下的密度。
因为气体质量不变，标志状态下的和相等，用公式11比公式12得到：
（13）
同理，在标准状态下，和相等，和相等。
(14)
把公式14带入公式7,得到公式15。
