【壓縮機網】一、引言
氯氣壓縮機作為氯堿行業氯氣處理系統中核心設備之一，被廣泛應用于氯氣的壓縮及輸送過程。大型離心式透平壓縮機一臺即可滿足年產25-30萬噸折百燒堿所產氯氣的壓縮及輸送任務。國產氯氣壓縮機正常情況下配備有備用機組，西門子及日本神鋼生產的氯氣壓縮機正常情況下不配備備機。在實際運行過程中，氯氣壓縮機常常會出現喘振現象，這不僅會影響設備的正常運行，還會對設備造成嚴重的損害。因此，對氯氣壓縮機喘振的原因、危害及解決辦法進行研究，具有重要的現實意義和工程應用價值。
二、氯氣壓縮機的喘振簡介
對于離心式壓縮機來說，“喘振”是所有故障中危險性最大、最值得重視的特有故障。一般發生在壓縮機組較長時間處于不穩定的工況條件下運行的結果。
2.1“喘振”現象介紹
從“物理”的角度看，“喘振”是一種低頻率、高振幅的氣流壓力脈沖，這種具有一定能量的氣流脈沖的產生是由于氣流在壓縮機的“葉片擴壓器”“流道”或者葉輪的葉道中發生了較為嚴重的邊界層分離和二次渦流現象，擴及了整個壓縮機的“流道”。由于氣流的速度較大（葉輪出口處的氣流線速度為200米/秒），而輸送介質氯氣又是屬于重氣體，因此氣流的沖擊損失急劇增加，同時氣流的有效工作能頭隨著氣體輸送量的減少而下降，氣流的阻力也隨之增加。正常情況下，氯氣壓縮機出口與下游工序之間的管道上設置有氯氣止回閥，如果機組出口的“止回閥門”有效，就會出現壓縮機的排氣會出現時有時無的跡象。如果機組出口的“止回閥門”失效，那么壓縮機出口將會發生時而向氯氣管網排氣，時而氯氣管網中的氣流倒灌入壓縮機“流道”的現象，氣流如此有節奏地周而復始的改變流向，便使壓縮機的氣流脈沖形成。這種強烈的氣流脈沖使得氯氣離心式壓縮機的轉子與固定元件發生急劇地摩擦，從而機組發出巨大的轟鳴聲和嚴重的噪音。由于氣流的沖擊摩擦以及機械元件摩擦作用，再加上壓縮機轉子的高速度運轉產生的撓度影響，機身會劇烈的振動。在這種氯氣離心式壓縮機所特有的不穩定跳動的工況條件下持續運轉，若不采取措施予以制止，少則數秒鐘，多則數分鐘，整臺機器就會被全部毀壞，所謂的機毀人亡，這是不容忽視的故障。如果這個時候采取緊急停機措施，這一臺機器再也開不起來，因為轉子與固定元件全都粘在一起，轉不動了，也得報廢。
2.2“喘振”工況介紹
“喘振”是離心式壓縮機在不穩定工況條件下運行而發生的，那么一旦壓縮機進入不穩定工況區域下運行就必然會發生“喘振”嗎？回答是否定的。因為“喘振”的發生不具有突發性，而是有一個能量積聚的過程（或者稱為工況改變過程），我們完全可以從一些控制的技術參數變化中發現它發生的可能性，由此采取必要的措施防止“喘振”發生；或者說已經有“喘振”發生的前兆出現，及時采取應急措施去消除影響，使工況條件改變，轉危為安。
在下面的壓縮機工作點原理中，將介紹壓縮機的性能曲線與氯氣管路的特性曲線的相交點就是壓縮機的工作點。并且工作點是處在壓縮機性能曲線的負斜率段（壓力與流量的性能曲線），也就是所謂的穩定工況區域內。一旦發生工作點的偏離也會自動返回到原來的出發點，這是離心式壓縮機的明顯特點。但是“喘振工況”與壓縮機的穩定工況是截然不同的，它有兩個特點：
（1）氯氣離心式壓縮機組的性能曲線（壓力或者能頭與流量的性能曲線）在“喘振”工況條件下大多數呈現駝峰狀（即中間高、兩頭低），并在氣流量不為零處有個最高點，也就是性能曲線是一條有正、負兩個斜率段的曲線，不像穩定工況條件下的壓縮機性能曲線的工作點始終處在負斜率段?！按瘛惫r的工作點往往在性能曲線的正斜率段（氣流量小的那一段）。
?。?）壓縮機的輸送介質為可壓縮的重氣體，并且與壓縮機相連的管路容積較大，完全具備積蓄和釋放能量的作用，這就為形成氣流的脈沖提供了方便。
從“喘振”工況的特性曲線可以看到，性能曲線的最高點S的左側為正斜率段（不穩定工作區），右側為負斜率段（穩定工作區），工作點W卻正好在不穩定工作區?？梢宰C明的是發生壓縮機“喘振”時，通過壓縮機的是最小流量，而這時的氯氣管網中的“端壓”卻是很高的。一般壓縮機輸出的氯氣流量與管網中的氯氣用量應該是相匹配、平衡的，供氣與用氣不會發生不平衡的矛盾。但是一旦某個用氣部門發生故障，減少了用氣量或者停止用氣，這樣管網中的氣流量就會積聚起來，使得管網中的氯氣“端壓”上升，一旦超過了壓縮機出口的排出壓力，壓縮機排氣就發生困難。壓縮機為了達到排氣的目的，必然會減少進壓縮機的流量，就使壓縮機進入了“喘振工況”。當進壓縮機的氣體流量達到了最小值時，機內就發生了邊界層的分離和二次渦流，使得阻力大增，沖擊損失劇增。由于氯氣管網中積蓄能量的能力比較大，一旦釋放與積存就會產生氣流的脈動。
對于壓縮機來說，氣體的進口流量減少到壓縮機無法維持規定的排出壓力時，也會發生波動。因此設計者著眼于防止壓縮機組進入小流量、高端壓的不穩定工況的出現。及時補充氣量和及時降低機組出口的“端壓”是防止“喘振”發生的根本途徑。
三、氯氣壓縮機喘振的原因
（1）流量過小
氯氣壓縮機在小流量工況下運行時，由于進氣流速過低，氣體在壓縮機內部容易形成漩渦和回流，導致氣流的不穩定，從而引發喘振現象。
（2）壓力波動
當氯氣壓縮機出口壓力或管網壓力發生劇烈波動時，會導致壓縮機內部氣流的紊亂，進而引發喘振。
（3）壓縮機內部故障
如轉子不平衡、軸承損壞、密封失效等內部故障，會導致壓縮機運行不穩定，從而引發喘振。
（4）溫度過低
氯氣中間冷卻器冬季時，冷卻水溫度控制過低，過低的氯氣溫度會導致流量計算值發生偏離，防喘控制系統認為流量嚴重偏離喘振控制線，導致防喘控制閥不停地不受控制地開關，致使出口壓力波動頻繁。當單位時間內壓力波動的速度達到一定的值時，會引發喘振。
四、氯氣壓縮機喘振的危害
（5）參數設置
氯氣壓縮機PLC控制器是氯氣壓縮機的大腦，PLC內部關于參數的設置，對PLC而言起著關鍵性的判斷作用，比如正常流量和進氣流量的判定，氯氣出口溫度、出口壓力的取樣反饋時間設置、出口流量的設置和進口溫度及吸氣壓力的設置。
在PLC控制系統，現場采集的四個參數參與防喘控制器內部的邏輯計算，如我司氯氣壓縮機分別是進口的吸氣壓力PT2451、氯氣壓縮機出口的流量FT2459、出口排氣壓力PT2459、出口排氣溫度TISA2459。
參數在設置時，選取合適的采集時間非常重要，過度的縮小采集時間間隔反而不利于防喘控制閥動作，類似于PID控制原理，較小的采集時間間隔在發生壓力輕微波動時，PLC會引起較大的壓差/時間“斜率”判斷，造成頻繁發出喘振報警，達到一定次數自動停車。在原始設置中，采集時間由0.05s修改為0.08s，解決了此類頻繁觸發防喘報警的“誤報”問題。
?。?）設備損壞
這一點能夠很好地理解，氯氣壓縮機轉子是高速運轉的，正常情況下，一般達到10000～12000RPM，動平衡對其非常重要，從拆卸的轉子來看，轉子上焊接的一些“補丁”就是反復測試過程中廠商焊接上去用于解決動平衡問題的。
在《氯氣壓縮機中間冷卻器泄漏原因分析與對策措施》中我們講過，當氯氣中水分或者硫酸霧未能處理合格，達不到氯氣壓縮機運行要求時，會造成氯氣冷卻器設備的穿孔漏水，氯氣壓縮機葉輪的含水性腐蝕沖刷，氯氣中硫酸霧在葉輪上沉積，特別是進口導葉閥行星控制齒輪上附著沉積，造成動平衡被破壞、失穩。由于氯氣含水處理不當導致的葉輪腐蝕，在初始階段會表現為隨著進口導葉閥的開大，氯氣進口壓力無法有效控制下降，氯氣壓縮機吸氣能力下降較快，同時水分檢測儀監控的數據有上升趨勢。這種情況下，就一定要首先排除是否是氯氣含水超標的問題，否則會造成氯氣壓縮機在短時間內轉子均勻沖刷腐蝕，徹底失去功能而報廢，這種過程往往較快。國內曾有一家公司發生此類情況，氯氣壓縮機轉子在一周內發生因含水超標沖刷腐蝕報廢。
發生機械性損壞，可能造成的直接后果就是氯氣壓縮機上幾十個監控參數會發生數據的漂移偏向異常，比如監控氯氣壓縮機振動的X、Y方向的測振儀監測的數據、轉子軸向水平方向串動的數據、異常磨損造成的油溫的升高、齒輪箱回油溫度的升高、油站過濾器的磨損雜質堵塞等等。必須要注意的是，均勻腐蝕有時候并不會造成數據的嚴重偏移讓氯氣壓縮機自動觸發連鎖值停車。振動和位移參數觸發的停車只是為了防止機組發生嚴重的震動，杜絕發生機毀人亡的事故發生。
機組發生損壞并不必然導致喘振，但嚴重的喘振往往會導致壓縮機內部部件的強烈振動，進而引發軸承、密封等部件的損壞，縮短設備的使用壽命。喘振現象會使壓縮機的運行效率降低，增加能耗，降低生產效率。
喘振現象嚴重時，如果是可燃氣體等，可能導致壓縮機內部發生壓縮部爆炸、解體等安全事故，對人員和設備造成嚴重的威脅；氯氣壓縮機如果發生解體事故，不但可能會造成機毀人亡的嚴重事故，還有很大概率造成環境污染事故。
五、氯氣壓縮機喘振的基本原理介紹
5.1高速運轉軸的臨界轉速原理
氯氣離心式壓縮機同其他高速回轉機械一樣會產生一種常見的機械運動——振動。其中防止系統產生共振是個十分重要的問題。下面介紹一下有關轉子的臨界轉速現象及振動原理。
對高速回轉的氯氣離心式壓縮機來講，轉子受材質以及加工技術等因素的影響，不可能做到“絕對的平衡”；因此在“軸心”與“質心”之間總有一個“偏心距”存在。在高速回轉之時，整個系統受到周期性的離心干擾作用而會產生振動。這時如果作用于轉軸的外來干擾力的頻率（即轉子的轉速）恰好與轉子的固有頻率相等或是相近的話，系統就會發生共振，出現劇烈的振動現象，這就是所謂的臨界轉速現象。所以臨界轉速現象實質上就是共振現象。發生共振時的主軸轉速稱為軸的臨界轉速，數值上常常就是轉子的固有頻率。
一般來說，低速運轉的機械，不會產生臨界轉速問題；因為轉子的固有頻率遠遠大于轉子的轉速。而臨界轉速問題主要是轉軸的橫向彎曲振動問題和扭轉振動問題。一般情況下，機械系統的彎曲振動頻率總是低于扭轉振動頻率，所以在提高機械的轉速時，首先遇到的是彎曲振動頻率。另外還會有“自激振動”現象，它是由摩擦、材料內摩擦以及軸承中的油膜作用而引起的。這是在振動系統本身產生的“非線性激振力”作用下所引起的“自振”。要說明轉子的臨界轉速現象，我們就要回顧一下有關振動的基本概念。
[1]振動頻率（frequency of vibrating）、周期（period）、振幅（amplitude）
任何一個物體都有一定的質量和彈性，當受到一種干擾、擾動或者按照一定的節奏的擾動持續作用下，就會作往復運動，這就是振動的緣由。
例如：彈簧秤吊著重物，如果用手將重物往下拉一下，然后突然松開的話，重物隨同彈簧一起上下作著往復運動，這就是振動。從平衡位置開始往復一次回到原來位置的時間，稱為周期。在單位時間內往復的次數，稱為頻率。振動時物體離開原來位置所能達到的最大位移，稱為振幅。
[2]自由振動（free vibrating）
一個振動系統只受到初始的干擾后產生的振動稱為自由振動。在振動過程中，不受干擾力的作用。以彈簧秤為例：手拉一下就是初始干擾，在干擾消失之后，彈簧振動就由彈簧與物體（重物）組成的振動系統進行了。這樣的振動就稱為自由振動。
[3]強迫振動（force vibrancy）
另外還有一種振動形式，就是振動系統的振動過程中始終受到一個周期性干擾力的作用，這種振動稱為強迫振動。顯然這種振動的頻率是和干擾力的頻率是一致的。對于氯氣離心式壓縮機組來說，轉子的干擾力有氣流的沖擊、轉子的轉速、轉子同心度不準的作用力（以上均為外來的干擾力）。另外轉子的不平衡產生的內部離心力，這些干擾力都是周期性的作用于轉軸上。以單級壓縮機轉子為例：
由于轉子的質量m不平衡和偏心e所產生的離心力為：
Pc=meω2
式中：pc——離心力；
m——質量（不平衡）；
e——偏心；
α——離心力和水平方向x軸的夾角，
α=ωt；
ω——角速度；
t——時間；
在水平方向x軸上的離心分力：pcx=meω2 cosα
在垂直方向y軸上的離心分力：pcy=meω2 sinα
pcx=meω2 cosωt；pcy=meω2 sinωt；
這就說明轉子的偏心和不平衡質量的存在，使得主軸的徑向和軸向產生了兩個周期性變化的干擾力，這個干擾力與轉速的平方成正比，干擾力的圓頻率就是轉子轉動的角速度。干擾力迫使轉子產生橫向的強迫彎曲振動。這樣的振動是壓縮機最為常見的問題，也就是主軸的臨界轉速問題。其實質上就是使機械發生共振時的轉速。
實驗研究表明，當轉子的轉速n與轉子的固有頻率nc大致相等時，就會出現臨界轉速的現象，轉子的振幅將隨之急劇地增長。（n/nc=1）從理論上來講，振動的振幅可以達到無窮大，由于實際上存在著阻尼，因此振幅不會無限制的增長；可是也已經達到了非常大的數值了，足以引起主軸轉子的嚴重破壞。
轉軸的臨界轉速往往不止一個，它是與系統的自由度數目有關的。一般來說，一個轉軸帶有一個自由度系統，它就存在一個臨界轉速；兩個轉子就帶有兩個臨界轉速。對于帶有三個以上的轉子的壓縮機，就具有三個以上的臨界轉速和振型。以上純系忽略轉軸本身的質量，將轉子看作為一個集中載荷，即轉子的重量大大高于轉軸的重量。從理論上來說。不帶轉子的軸具有無限多個自由度，也就是具有無限多個臨界轉速。但是工程上具有實際應用價值的是最小的幾個臨界轉速。
一般來講，機械的工作轉速（由原動機或齒輪變速確定）是給定的，因此設計過程中需要先算出轉軸的臨界轉速，尤其是它的一、二階臨界轉速，以判斷轉子運行是否在安全操作的范圍之內。
5.2氯氣離心式壓縮機性能曲線
氯氣壓縮機的性能曲線可以直觀地看出氯氣壓縮機的出口壓力、進口導葉閥開度所表征對應的當前狀況；防喘控制線直觀地指出了當前所需最小氯氣流量，低于該值可能會引發喘振。
[1]壓縮機性能曲線的涵義
氯氣離心式壓縮機的性能曲線又稱“特性曲線”（speciality curve），它真實反映機組運行時工況的變化。因為即使在恒定的轉速情況下，壓縮機的容積流量不可能是個“定值”，這就是“透平式”壓縮機與“容積式”壓縮機所不同之處。壓縮機的容積流量是隨著氯氣管網中壓力（背壓或稱為管網端壓）的不同而改變，也是隨著機器效率、功率的變化而改變。
為了真實反映機組運行中工況條件變動以后機組性能的變化情況，通常把機組在不同流量流通情況下，機組的排出壓力（或壓力升高比）、功率和壓縮機效率的變化關系用曲線形式直觀表現出來，這些曲線就稱為機組或“級”的性能曲線。一般可以認為整臺機組的性能曲線決定于每一級的性能曲線。性能曲線的橫坐標通常用壓縮機的進口容積流量作參數（此舉是便于不同機組的等同比較）；而對應的縱坐標則為機組的排氣壓力（絕對壓力）或者壓力升高比，這類“特性曲線”稱為“壓力曲線”。如果縱坐標采用壓縮機的軸功率的話，就稱為“功率曲線”；也可以是壓縮機或者各級的效率，就稱為“效率曲線”。每一條曲線都對應一個固定的轉速。
有了這樣的性能曲線，就可以根據客戶的要求，選配相應的壓縮機，并且可以選配電動機。在壓縮機的運行過程中，可以根據機組在管網的工況條件去分析機組的工作狀態，確認其在安全、高效區工作，是否達到壓縮機設計工況的運行點。
一般壓縮機的特性曲線是由制造機組的廠家依據試驗數據整理繪制，所提供的技術說明都提供這樣的特性曲線，以供使用時參考。
[2]壓縮機性能曲線的特點
氯氣離心式壓縮機的性能曲線是多種類的，盡管有的壓縮機所標的銘牌參數相同，諸如：轉速、排出壓力、進機流量、軸功率等都相同，但是繪制出來的性能曲線卻有不同。下面把壓縮機性能曲線的特點分析一下。
（1）決定性能曲線形狀的因素
在看壓縮機性能曲線時，就會發現曲線的形狀各異，曲線的曲率半徑大小也不一樣，這究竟是什么道理呢？為此我們只能從壓縮機的多變能頭hpol與“進機流量”之間的關系分析起。多級壓縮機是由許多“級”組成的，每一級壓縮以后，氣流的壓力升高比并不是很高。如果不計氣體重度變化的話，我們用計算壓縮液體的靜壓頭所需要的能量頭方式近似計算壓縮機的多變壓縮能頭。
單位重量的氣體壓頭升高所需的能量：
hpol=（pK-pj）/γ
氣體的壓力升高比：
ε=1+γ/pj·hpol
由此可見，壓力升高比與流量的關系是和“多變能頭”與流量的關系相當的。對于“后彎式”葉輪的壓縮機來說，多變壓縮能頭hpol與壓縮機的進氣流量呈一次方關系（葉輪的幾何尺寸和圓周速度都為常數），就是隨著氣體的流通量增大而下降的直線AB。但是它忽略了流動過程中的“流道”損失部分。實際上由于“流道”中的氣流摩擦、沖擊等流動損失存在，氣體所得的多變壓縮能頭還需要從理論的壓縮能頭中減去這部分損失的能量。而氣體的流動損失和液體的流動損失一樣，都是和流量的平方成正比的，因此將理論能頭AB先減去流動損失成為A′B′，兩者之差就是流動損失值。另外，還要減去沖擊損失值（當然沖擊損失只有在設計工況條件時才是最小的，而當工況條件偏離設計工況時都要增加）；因此再從A′B′中減去沖擊損失Σhsh部分便得到A″B″曲線。（兩頭低、中間高的駝峰狀曲線）這就是hpol與流量的關系曲線。而壓力升高比形狀與其差不多。所以上述原因也就決定了壓力升高比與流量間的關系。通過上述分析可以得出結論：決定壓縮機性能曲線的形狀主要因素是葉輪對氣體作功的特性和氣體流動過程中損失的特性。
?。?）轉速增加對性能曲線的影響
上面已經知道壓縮機性能曲線是由多變壓縮能頭hpol（葉輪對氣體作功的特性）和流動過程損失的特性Σhhyd決定的，因此凡是影響到氣體流動過程損失的因素自然會影響到壓縮機的性能曲線。而壓縮機的轉速影響是最為明顯的。因為壓縮機的轉速變化直接影響到氣流的圓周速度。
u2=πD2n/60
而理論壓縮能頭hth與圓周速度的平方成正比，也是與轉速的平方成正比。
hth=Ψu2·u22/g
當壓縮機轉速增加時，一方面機組的壓縮比（ε）及出口壓力（pK）將顯著增加；另一方面，使氣體流動的馬赫數M增加（這是氣流速度增大所致），就會使氣體流動的損失增加，使得穩定工況范圍縮小；在相同流量的變動范圍內，流動損失增加得更多，為此性能曲線將變得“更陡”。
從不同壓縮機轉速下性能曲線的示意圖中可以看出，當氣體流量大到某一數值之后，性能曲線甚至接近垂直形狀。這是因為轉速增大、氣流的馬赫數也已相當大；如果再稍微增加流量的話，就使馬赫數達到最大值，已經是堵塞工況了，再增大流量已經不可能了。
（3）“級數”對壓縮機性能曲線的影響
在壓縮機的運行過程中，前一級的工況條件改變總要引起下一級工況條件的更大程度的改變。譬如：前一級的進口容積流量增加了5%，對于離心泵或者鼓風機來說，該級的出口容積流量也增加相同的量。然而對于氯氣離心式壓縮機來說就不同了。因為隨著氣體流量的增加，級的出口壓力要低于原來值，會引起出口氣體的重度減少，使得該級出口的氣體容積流量或稱進入下一級的氣體容積流量增加幅度遠大于5%。由此就會引起下一級工況發生更大的變化，使得沖擊損失和流動損失增加更多些。對于多級的離心式壓縮機來說，它的各級特性曲線相似，如果串接以后，整臺機組的特性曲線顯然要比單級的特性曲線顯得“更陡”一些。在壓縮機轉速越高的情況下，每一級的壓力升高比也越高；那么前一級的工況條件的變化引起下一級工況條件的變化程度越大，使得損失增加更多，這樣的話，性能曲線更為陡。
?。?）最大流量和最小流量的限制
一般氯氣離心式壓縮機的管網設置中包括機組的出口閥C（去分配臺）、排氣閥A（去除害塔）以及機組回流閥B（去機組進口）。如果打開排氣閥門A的話，使管網中的阻力大為減少；機組的排氣量增加，排氣壓力（主機出口排出壓力）降低。當排氣流量增加到一定程度時，排氣壓力下降非?？?，性能曲線幾乎是垂直下降。有兩種情況要關注：
·由于在壓縮機的“流道”某個截面處，氣流速度相當高，首先達到音速。此時的氣體流量已經達到臨界流量（w=a），氣流的馬赫數M=1，再降低管網中的氣流壓力已經不能使流量再增加了。從而氣流的流量也已經達到了最大值Qmax，這時再增加流量已經成為不可能，就是所謂的堵塞工況。于是排氣壓力下降很快，表現在性能曲線圖上曲線呈直線下降趨勢。
·另外，雖然氣流速度未達到音速，但是由于進氣流量增加，流動損失和沖擊損失增加很快，使得壓縮機所消耗的功全部用于克服損失，幾乎沒有能力提高氣體的壓力，因此再增加流量亦是不可能了。如果壓縮機的轉速越高，那么偏離設計工況使損失增加越快，因此達到最大流量的可能性越大，造成性能曲線越發陡峭。實際上壓縮機的特性曲線是受到了最大流量的限制。
如果“關小”或關閉排氣閥A去增加管網阻力，壓縮機的排氣量就會減少，排氣壓力相應有所增加。但是當排氣量減少到一定程度時，排氣壓力就會出現波動，使得進壓縮機的氣體流量也大幅度波動，機組進入了“喘振”工況。一旦發生“喘振”，壓縮機就出現最小流量（這就是“喘振”工況下的排氣量）。主機受到最小流量的限制，如果主機轉速提高，特性曲線就向增大流量方向移動，所以最小流量極限也向增大流量方向移動。
由此可見，壓縮機有最大流量和最小流量的限制，再加上轉速的限制就構成了離心式壓縮機的穩定工作范圍。這個范圍越大，說明壓縮機的特性越好。
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【壓縮機網】一、引言
氯氣壓縮機作為氯堿行業氯氣處理系統中核心設備之一，被廣泛應用于氯氣的壓縮及輸送過程。大型離心式透平壓縮機一臺即可滿足年產25-30萬噸折百燒堿所產氯氣的壓縮及輸送任務。國產氯氣壓縮機正常情況下配備有備用機組，西門子及日本神鋼生產的氯氣壓縮機正常情況下不配備備機。在實際運行過程中，氯氣壓縮機常常會出現喘振現象，這不僅會影響設備的正常運行，還會對設備造成嚴重的損害。因此，對氯氣壓縮機喘振的原因、危害及解決辦法進行研究，具有重要的現實意義和工程應用價值。
二、氯氣壓縮機的喘振簡介
對于離心式壓縮機來說，“喘振”是所有故障中危險性最大、最值得重視的特有故障。一般發生在壓縮機組較長時間處于不穩定的工況條件下運行的結果。
2.1“喘振”現象介紹
從“物理”的角度看，“喘振”是一種低頻率、高振幅的氣流壓力脈沖，這種具有一定能量的氣流脈沖的產生是由于氣流在壓縮機的“葉片擴壓器”“流道”或者葉輪的葉道中發生了較為嚴重的邊界層分離和二次渦流現象，擴及了整個壓縮機的“流道”。由于氣流的速度較大（葉輪出口處的氣流線速度為200米/秒），而輸送介質氯氣又是屬于重氣體，因此氣流的沖擊損失急劇增加，同時氣流的有效工作能頭隨著氣體輸送量的減少而下降，氣流的阻力也隨之增加。正常情況下，氯氣壓縮機出口與下游工序之間的管道上設置有氯氣止回閥，如果機組出口的“止回閥門”有效，就會出現壓縮機的排氣會出現時有時無的跡象。如果機組出口的“止回閥門”失效，那么壓縮機出口將會發生時而向氯氣管網排氣，時而氯氣管網中的氣流倒灌入壓縮機“流道”的現象，氣流如此有節奏地周而復始的改變流向，便使壓縮機的氣流脈沖形成。這種強烈的氣流脈沖使得氯氣離心式壓縮機的轉子與固定元件發生急劇地摩擦，從而機組發出巨大的轟鳴聲和嚴重的噪音。由于氣流的沖擊摩擦以及機械元件摩擦作用，再加上壓縮機轉子的高速度運轉產生的撓度影響，機身會劇烈的振動。在這種氯氣離心式壓縮機所特有的不穩定跳動的工況條件下持續運轉，若不采取措施予以制止，少則數秒鐘，多則數分鐘，整臺機器就會被全部毀壞，所謂的機毀人亡，這是不容忽視的故障。如果這個時候采取緊急停機措施，這一臺機器再也開不起來，因為轉子與固定元件全都粘在一起，轉不動了，也得報廢。
2.2“喘振”工況介紹
“喘振”是離心式壓縮機在不穩定工況條件下運行而發生的，那么一旦壓縮機進入不穩定工況區域下運行就必然會發生“喘振”嗎？回答是否定的。因為“喘振”的發生不具有突發性，而是有一個能量積聚的過程（或者稱為工況改變過程），我們完全可以從一些控制的技術參數變化中發現它發生的可能性，由此采取必要的措施防止“喘振”發生；或者說已經有“喘振”發生的前兆出現，及時采取應急措施去消除影響，使工況條件改變，轉危為安。
在下面的壓縮機工作點原理中，將介紹壓縮機的性能曲線與氯氣管路的特性曲線的相交點就是壓縮機的工作點。并且工作點是處在壓縮機性能曲線的負斜率段（壓力與流量的性能曲線），也就是所謂的穩定工況區域內。一旦發生工作點的偏離也會自動返回到原來的出發點，這是離心式壓縮機的明顯特點。但是“喘振工況”與壓縮機的穩定工況是截然不同的，它有兩個特點：
（1）氯氣離心式壓縮機組的性能曲線（壓力或者能頭與流量的性能曲線）在“喘振”工況條件下大多數呈現駝峰狀（即中間高、兩頭低），并在氣流量不為零處有個最高點，也就是性能曲線是一條有正、負兩個斜率段的曲線，不像穩定工況條件下的壓縮機性能曲線的工作點始終處在負斜率段?！按瘛惫r的工作點往往在性能曲線的正斜率段（氣流量小的那一段）。
?。?）壓縮機的輸送介質為可壓縮的重氣體，并且與壓縮機相連的管路容積較大，完全具備積蓄和釋放能量的作用，這就為形成氣流的脈沖提供了方便。
從“喘振”工況的特性曲線可以看到，性能曲線的最高點S的左側為正斜率段（不穩定工作區），右側為負斜率段（穩定工作區），工作點W卻正好在不穩定工作區?？梢宰C明的是發生壓縮機“喘振”時，通過壓縮機的是最小流量，而這時的氯氣管網中的“端壓”卻是很高的。一般壓縮機輸出的氯氣流量與管網中的氯氣用量應該是相匹配、平衡的，供氣與用氣不會發生不平衡的矛盾。但是一旦某個用氣部門發生故障，減少了用氣量或者停止用氣，這樣管網中的氣流量就會積聚起來，使得管網中的氯氣“端壓”上升，一旦超過了壓縮機出口的排出壓力，壓縮機排氣就發生困難。壓縮機為了達到排氣的目的，必然會減少進壓縮機的流量，就使壓縮機進入了“喘振工況”。當進壓縮機的氣體流量達到了最小值時，機內就發生了邊界層的分離和二次渦流，使得阻力大增，沖擊損失劇增。由于氯氣管網中積蓄能量的能力比較大，一旦釋放與積存就會產生氣流的脈動。
對于壓縮機來說，氣體的進口流量減少到壓縮機無法維持規定的排出壓力時，也會發生波動。因此設計者著眼于防止壓縮機組進入小流量、高端壓的不穩定工況的出現。及時補充氣量和及時降低機組出口的“端壓”是防止“喘振”發生的根本途徑。
三、氯氣壓縮機喘振的原因
（1）流量過小
氯氣壓縮機在小流量工況下運行時，由于進氣流速過低，氣體在壓縮機內部容易形成漩渦和回流，導致氣流的不穩定，從而引發喘振現象。
（2）壓力波動
當氯氣壓縮機出口壓力或管網壓力發生劇烈波動時，會導致壓縮機內部氣流的紊亂，進而引發喘振。
（3）壓縮機內部故障
如轉子不平衡、軸承損壞、密封失效等內部故障，會導致壓縮機運行不穩定，從而引發喘振。
（4）溫度過低
氯氣中間冷卻器冬季時，冷卻水溫度控制過低，過低的氯氣溫度會導致流量計算值發生偏離，防喘控制系統認為流量嚴重偏離喘振控制線，導致防喘控制閥不停地不受控制地開關，致使出口壓力波動頻繁。當單位時間內壓力波動的速度達到一定的值時，會引發喘振。
四、氯氣壓縮機喘振的危害
（5）參數設置
氯氣壓縮機PLC控制器是氯氣壓縮機的大腦，PLC內部關于參數的設置，對PLC而言起著關鍵性的判斷作用，比如正常流量和進氣流量的判定，氯氣出口溫度、出口壓力的取樣反饋時間設置、出口流量的設置和進口溫度及吸氣壓力的設置。
在PLC控制系統，現場采集的四個參數參與防喘控制器內部的邏輯計算，如我司氯氣壓縮機分別是進口的吸氣壓力PT2451、氯氣壓縮機出口的流量FT2459、出口排氣壓力PT2459、出口排氣溫度TISA2459。
參數在設置時，選取合適的采集時間非常重要，過度的縮小采集時間間隔反而不利于防喘控制閥動作，類似于PID控制原理，較小的采集時間間隔在發生壓力輕微波動時，PLC會引起較大的壓差/時間“斜率”判斷，造成頻繁發出喘振報警，達到一定次數自動停車。在原始設置中，采集時間由0.05s修改為0.08s，解決了此類頻繁觸發防喘報警的“誤報”問題。
?。?）設備損壞
這一點能夠很好地理解，氯氣壓縮機轉子是高速運轉的，正常情況下，一般達到10000～12000RPM，動平衡對其非常重要，從拆卸的轉子來看，轉子上焊接的一些“補丁”就是反復測試過程中廠商焊接上去用于解決動平衡問題的。
在《氯氣壓縮機中間冷卻器泄漏原因分析與對策措施》中我們講過，當氯氣中水分或者硫酸霧未能處理合格，達不到氯氣壓縮機運行要求時，會造成氯氣冷卻器設備的穿孔漏水，氯氣壓縮機葉輪的含水性腐蝕沖刷，氯氣中硫酸霧在葉輪上沉積，特別是進口導葉閥行星控制齒輪上附著沉積，造成動平衡被破壞、失穩。由于氯氣含水處理不當導致的葉輪腐蝕，在初始階段會表現為隨著進口導葉閥的開大，氯氣進口壓力無法有效控制下降，氯氣壓縮機吸氣能力下降較快，同時水分檢測儀監控的數據有上升趨勢。這種情況下，就一定要首先排除是否是氯氣含水超標的問題，否則會造成氯氣壓縮機在短時間內轉子均勻沖刷腐蝕，徹底失去功能而報廢，這種過程往往較快。國內曾有一家公司發生此類情況，氯氣壓縮機轉子在一周內發生因含水超標沖刷腐蝕報廢。
發生機械性損壞，可能造成的直接后果就是氯氣壓縮機上幾十個監控參數會發生數據的漂移偏向異常，比如監控氯氣壓縮機振動的X、Y方向的測振儀監測的數據、轉子軸向水平方向串動的數據、異常磨損造成的油溫的升高、齒輪箱回油溫度的升高、油站過濾器的磨損雜質堵塞等等。必須要注意的是，均勻腐蝕有時候并不會造成數據的嚴重偏移讓氯氣壓縮機自動觸發連鎖值停車。振動和位移參數觸發的停車只是為了防止機組發生嚴重的震動，杜絕發生機毀人亡的事故發生。
機組發生損壞并不必然導致喘振，但嚴重的喘振往往會導致壓縮機內部部件的強烈振動，進而引發軸承、密封等部件的損壞，縮短設備的使用壽命。喘振現象會使壓縮機的運行效率降低，增加能耗，降低生產效率。
喘振現象嚴重時，如果是可燃氣體等，可能導致壓縮機內部發生壓縮部爆炸、解體等安全事故，對人員和設備造成嚴重的威脅；氯氣壓縮機如果發生解體事故，不但可能會造成機毀人亡的嚴重事故，還有很大概率造成環境污染事故。
五、氯氣壓縮機喘振的基本原理介紹
5.1高速運轉軸的臨界轉速原理
氯氣離心式壓縮機同其他高速回轉機械一樣會產生一種常見的機械運動——振動。其中防止系統產生共振是個十分重要的問題。下面介紹一下有關轉子的臨界轉速現象及振動原理。
對高速回轉的氯氣離心式壓縮機來講，轉子受材質以及加工技術等因素的影響，不可能做到“絕對的平衡”；因此在“軸心”與“質心”之間總有一個“偏心距”存在。在高速回轉之時，整個系統受到周期性的離心干擾作用而會產生振動。這時如果作用于轉軸的外來干擾力的頻率（即轉子的轉速）恰好與轉子的固有頻率相等或是相近的話，系統就會發生共振，出現劇烈的振動現象，這就是所謂的臨界轉速現象。所以臨界轉速現象實質上就是共振現象。發生共振時的主軸轉速稱為軸的臨界轉速，數值上常常就是轉子的固有頻率。
一般來說，低速運轉的機械，不會產生臨界轉速問題；因為轉子的固有頻率遠遠大于轉子的轉速。而臨界轉速問題主要是轉軸的橫向彎曲振動問題和扭轉振動問題。一般情況下，機械系統的彎曲振動頻率總是低于扭轉振動頻率，所以在提高機械的轉速時，首先遇到的是彎曲振動頻率。另外還會有“自激振動”現象，它是由摩擦、材料內摩擦以及軸承中的油膜作用而引起的。這是在振動系統本身產生的“非線性激振力”作用下所引起的“自振”。要說明轉子的臨界轉速現象，我們就要回顧一下有關振動的基本概念。
[1]振動頻率（frequency of vibrating）、周期（period）、振幅（amplitude）
任何一個物體都有一定的質量和彈性，當受到一種干擾、擾動或者按照一定的節奏的擾動持續作用下，就會作往復運動，這就是振動的緣由。
例如：彈簧秤吊著重物，如果用手將重物往下拉一下，然后突然松開的話，重物隨同彈簧一起上下作著往復運動，這就是振動。從平衡位置開始往復一次回到原來位置的時間，稱為周期。在單位時間內往復的次數，稱為頻率。振動時物體離開原來位置所能達到的最大位移，稱為振幅。
[2]自由振動（free vibrating）
一個振動系統只受到初始的干擾后產生的振動稱為自由振動。在振動過程中，不受干擾力的作用。以彈簧秤為例：手拉一下就是初始干擾，在干擾消失之后，彈簧振動就由彈簧與物體（重物）組成的振動系統進行了。這樣的振動就稱為自由振動。
[3]強迫振動（force vibrancy）
另外還有一種振動形式，就是振動系統的振動過程中始終受到一個周期性干擾力的作用，這種振動稱為強迫振動。顯然這種振動的頻率是和干擾力的頻率是一致的。對于氯氣離心式壓縮機組來說，轉子的干擾力有氣流的沖擊、轉子的轉速、轉子同心度不準的作用力（以上均為外來的干擾力）。另外轉子的不平衡產生的內部離心力，這些干擾力都是周期性的作用于轉軸上。以單級壓縮機轉子為例：
由于轉子的質量m不平衡和偏心e所產生的離心力為：
Pc=meω2
式中：pc——離心力；
m——質量（不平衡）；
e——偏心；
α——離心力和水平方向x軸的夾角，
α=ωt；
ω——角速度；
t——時間；
在水平方向x軸上的離心分力：pcx=meω2 cosα
在垂直方向y軸上的離心分力：pcy=meω2 sinα
pcx=meω2 cosωt；pcy=meω2 sinωt；
這就說明轉子的偏心和不平衡質量的存在，使得主軸的徑向和軸向產生了兩個周期性變化的干擾力，這個干擾力與轉速的平方成正比，干擾力的圓頻率就是轉子轉動的角速度。干擾力迫使轉子產生橫向的強迫彎曲振動。這樣的振動是壓縮機最為常見的問題，也就是主軸的臨界轉速問題。其實質上就是使機械發生共振時的轉速。
實驗研究表明，當轉子的轉速n與轉子的固有頻率nc大致相等時，就會出現臨界轉速的現象，轉子的振幅將隨之急劇地增長。（n/nc=1）從理論上來講，振動的振幅可以達到無窮大，由于實際上存在著阻尼，因此振幅不會無限制的增長；可是也已經達到了非常大的數值了，足以引起主軸轉子的嚴重破壞。
轉軸的臨界轉速往往不止一個，它是與系統的自由度數目有關的。一般來說，一個轉軸帶有一個自由度系統，它就存在一個臨界轉速；兩個轉子就帶有兩個臨界轉速。對于帶有三個以上的轉子的壓縮機，就具有三個以上的臨界轉速和振型。以上純系忽略轉軸本身的質量，將轉子看作為一個集中載荷，即轉子的重量大大高于轉軸的重量。從理論上來說。不帶轉子的軸具有無限多個自由度，也就是具有無限多個臨界轉速。但是工程上具有實際應用價值的是最小的幾個臨界轉速。
一般來講，機械的工作轉速（由原動機或齒輪變速確定）是給定的，因此設計過程中需要先算出轉軸的臨界轉速，尤其是它的一、二階臨界轉速，以判斷轉子運行是否在安全操作的范圍之內。
5.2氯氣離心式壓縮機性能曲線
氯氣壓縮機的性能曲線可以直觀地看出氯氣壓縮機的出口壓力、進口導葉閥開度所表征對應的當前狀況；防喘控制線直觀地指出了當前所需最小氯氣流量，低于該值可能會引發喘振。
[1]壓縮機性能曲線的涵義
氯氣離心式壓縮機的性能曲線又稱“特性曲線”（speciality curve），它真實反映機組運行時工況的變化。因為即使在恒定的轉速情況下，壓縮機的容積流量不可能是個“定值”，這就是“透平式”壓縮機與“容積式”壓縮機所不同之處。壓縮機的容積流量是隨著氯氣管網中壓力（背壓或稱為管網端壓）的不同而改變，也是隨著機器效率、功率的變化而改變。
為了真實反映機組運行中工況條件變動以后機組性能的變化情況，通常把機組在不同流量流通情況下，機組的排出壓力（或壓力升高比）、功率和壓縮機效率的變化關系用曲線形式直觀表現出來，這些曲線就稱為機組或“級”的性能曲線。一般可以認為整臺機組的性能曲線決定于每一級的性能曲線。性能曲線的橫坐標通常用壓縮機的進口容積流量作參數（此舉是便于不同機組的等同比較）；而對應的縱坐標則為機組的排氣壓力（絕對壓力）或者壓力升高比，這類“特性曲線”稱為“壓力曲線”。如果縱坐標采用壓縮機的軸功率的話，就稱為“功率曲線”；也可以是壓縮機或者各級的效率，就稱為“效率曲線”。每一條曲線都對應一個固定的轉速。
有了這樣的性能曲線，就可以根據客戶的要求，選配相應的壓縮機，并且可以選配電動機。在壓縮機的運行過程中，可以根據機組在管網的工況條件去分析機組的工作狀態，確認其在安全、高效區工作，是否達到壓縮機設計工況的運行點。
一般壓縮機的特性曲線是由制造機組的廠家依據試驗數據整理繪制，所提供的技術說明都提供這樣的特性曲線，以供使用時參考。
[2]壓縮機性能曲線的特點
氯氣離心式壓縮機的性能曲線是多種類的，盡管有的壓縮機所標的銘牌參數相同，諸如：轉速、排出壓力、進機流量、軸功率等都相同，但是繪制出來的性能曲線卻有不同。下面把壓縮機性能曲線的特點分析一下。
（1）決定性能曲線形狀的因素
在看壓縮機性能曲線時，就會發現曲線的形狀各異，曲線的曲率半徑大小也不一樣，這究竟是什么道理呢？為此我們只能從壓縮機的多變能頭hpol與“進機流量”之間的關系分析起。多級壓縮機是由許多“級”組成的，每一級壓縮以后，氣流的壓力升高比并不是很高。如果不計氣體重度變化的話，我們用計算壓縮液體的靜壓頭所需要的能量頭方式近似計算壓縮機的多變壓縮能頭。
單位重量的氣體壓頭升高所需的能量：
hpol=（pK-pj）/γ
氣體的壓力升高比：
ε=1+γ/pj·hpol
由此可見，壓力升高比與流量的關系是和“多變能頭”與流量的關系相當的。對于“后彎式”葉輪的壓縮機來說，多變壓縮能頭hpol與壓縮機的進氣流量呈一次方關系（葉輪的幾何尺寸和圓周速度都為常數），就是隨著氣體的流通量增大而下降的直線AB。但是它忽略了流動過程中的“流道”損失部分。實際上由于“流道”中的氣流摩擦、沖擊等流動損失存在，氣體所得的多變壓縮能頭還需要從理論的壓縮能頭中減去這部分損失的能量。而氣體的流動損失和液體的流動損失一樣，都是和流量的平方成正比的，因此將理論能頭AB先減去流動損失成為A′B′，兩者之差就是流動損失值。另外，還要減去沖擊損失值（當然沖擊損失只有在設計工況條件時才是最小的，而當工況條件偏離設計工況時都要增加）；因此再從A′B′中減去沖擊損失Σhsh部分便得到A″B″曲線。（兩頭低、中間高的駝峰狀曲線）這就是hpol與流量的關系曲線。而壓力升高比形狀與其差不多。所以上述原因也就決定了壓力升高比與流量間的關系。通過上述分析可以得出結論：決定壓縮機性能曲線的形狀主要因素是葉輪對氣體作功的特性和氣體流動過程中損失的特性。
?。?）轉速增加對性能曲線的影響
上面已經知道壓縮機性能曲線是由多變壓縮能頭hpol（葉輪對氣體作功的特性）和流動過程損失的特性Σhhyd決定的，因此凡是影響到氣體流動過程損失的因素自然會影響到壓縮機的性能曲線。而壓縮機的轉速影響是最為明顯的。因為壓縮機的轉速變化直接影響到氣流的圓周速度。
u2=πD2n/60
而理論壓縮能頭hth與圓周速度的平方成正比，也是與轉速的平方成正比。
hth=Ψu2·u22/g
當壓縮機轉速增加時，一方面機組的壓縮比（ε）及出口壓力（pK）將顯著增加；另一方面，使氣體流動的馬赫數M增加（這是氣流速度增大所致），就會使氣體流動的損失增加，使得穩定工況范圍縮小；在相同流量的變動范圍內，流動損失增加得更多，為此性能曲線將變得“更陡”。
從不同壓縮機轉速下性能曲線的示意圖中可以看出，當氣體流量大到某一數值之后，性能曲線甚至接近垂直形狀。這是因為轉速增大、氣流的馬赫數也已相當大；如果再稍微增加流量的話，就使馬赫數達到最大值，已經是堵塞工況了，再增大流量已經不可能了。
（3）“級數”對壓縮機性能曲線的影響
在壓縮機的運行過程中，前一級的工況條件改變總要引起下一級工況條件的更大程度的改變。譬如：前一級的進口容積流量增加了5%，對于離心泵或者鼓風機來說，該級的出口容積流量也增加相同的量。然而對于氯氣離心式壓縮機來說就不同了。因為隨著氣體流量的增加，級的出口壓力要低于原來值，會引起出口氣體的重度減少，使得該級出口的氣體容積流量或稱進入下一級的氣體容積流量增加幅度遠大于5%。由此就會引起下一級工況發生更大的變化，使得沖擊損失和流動損失增加更多些。對于多級的離心式壓縮機來說，它的各級特性曲線相似，如果串接以后，整臺機組的特性曲線顯然要比單級的特性曲線顯得“更陡”一些。在壓縮機轉速越高的情況下，每一級的壓力升高比也越高；那么前一級的工況條件的變化引起下一級工況條件的變化程度越大，使得損失增加更多，這樣的話，性能曲線更為陡。
?。?）最大流量和最小流量的限制
一般氯氣離心式壓縮機的管網設置中包括機組的出口閥C（去分配臺）、排氣閥A（去除害塔）以及機組回流閥B（去機組進口）。如果打開排氣閥門A的話，使管網中的阻力大為減少；機組的排氣量增加，排氣壓力（主機出口排出壓力）降低。當排氣流量增加到一定程度時，排氣壓力下降非?？?，性能曲線幾乎是垂直下降。有兩種情況要關注：
·由于在壓縮機的“流道”某個截面處，氣流速度相當高，首先達到音速。此時的氣體流量已經達到臨界流量（w=a），氣流的馬赫數M=1，再降低管網中的氣流壓力已經不能使流量再增加了。從而氣流的流量也已經達到了最大值Qmax，這時再增加流量已經成為不可能，就是所謂的堵塞工況。于是排氣壓力下降很快，表現在性能曲線圖上曲線呈直線下降趨勢。
·另外，雖然氣流速度未達到音速，但是由于進氣流量增加，流動損失和沖擊損失增加很快，使得壓縮機所消耗的功全部用于克服損失，幾乎沒有能力提高氣體的壓力，因此再增加流量亦是不可能了。如果壓縮機的轉速越高，那么偏離設計工況使損失增加越快，因此達到最大流量的可能性越大，造成性能曲線越發陡峭。實際上壓縮機的特性曲線是受到了最大流量的限制。
如果“關小”或關閉排氣閥A去增加管網阻力，壓縮機的排氣量就會減少，排氣壓力相應有所增加。但是當排氣量減少到一定程度時，排氣壓力就會出現波動，使得進壓縮機的氣體流量也大幅度波動，機組進入了“喘振”工況。一旦發生“喘振”，壓縮機就出現最小流量（這就是“喘振”工況下的排氣量）。主機受到最小流量的限制，如果主機轉速提高，特性曲線就向增大流量方向移動，所以最小流量極限也向增大流量方向移動。
由此可見，壓縮機有最大流量和最小流量的限制，再加上轉速的限制就構成了離心式壓縮機的穩定工作范圍。這個范圍越大，說明壓縮機的特性越好。
〈注：本文未完待續，更多精彩見下期！〉
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