1、喘振是速度式压缩机所特有的一种异常现象。即使是一些从国外引进的，设计制造精良的离心式压缩机，正常运行一段时间后也常常会发生喘振。而有些速度式压缩机在运行中反复间断性地发生喘振。喘振是压缩机流到中气体旋转分离的高级阶段，严重的喘振会造成机器或部件损坏，不严重的喘振（即气流的旋转分离）同样是一种潜在的危险，它不仅加剧设备的损坏速度，而且会增加能耗，造成生产成本的提高。本文就此讨论实际生产运行中，离心式压缩机发生喘振的原因、危害性、诊断方法和防治对策。

2、 喘振机理机及危害性

离心式压缩机叶轮的叶片，扩压器叶片在制造时，无论是采用焊接、精密铸造、铆接还是电解腐蚀方法，都不会保证安装尺寸的绝对精确，那么气流进入各个流道就不可能是特别均匀的。例如，取三个流道，当压缩机入口流量较小时，首先会在２通道非工作面一侧，边界层内开始发生气流分离，由于分离层堵塞了２通道的通流截面，通流截面会变小，使本应流过２通道的气体，掉转方向分别流向１、３通道，这两股气流中，流向１通道的气流使１通道负冲角增大即ｉ＜０，这样的流动对１通道的流动状态有所改善。另外一股气流，则流向3通道，使3通道的非工作面发生边界层分离，3通道发生分离后将重复2通道所发生的过程。于是就会逆旋转方向在各流道中依次出现分离现象。这种分离现象就是所谓的气流旋转分离。这也就是喘振的初级阶段，叶轮或叶片扩压器中的旋转分离过程如图１（展开图）所示。

　　　　　　　　　　　　图１气流旋转分离展开示意图

在压缩机运行过程中，当流量减小到较小流量Ｑ时，旋转分离达到较严重的程度，流动状况极端恶化，流道内再也建立不起足够的压力，压缩机出口压力将突然大大下降，这时与压缩机联合运行的管网中的压力，便会大于压缩机出口和缸内的压力，管网中的高压气体就急剧倒流回压缩机中，当管网中气体压力降到压缩机出口压力时，倒流停止，压缩机缸内重新建立起足够的压力，压缩机又重新开始向管网供气，压缩机恢复正常工作。当管网中压力恢复时，如果流量没有得到调整，压缩机内气体的压力又会降低、流量减少，系统又会重复上述过程，如此周而复始，这种压缩机与管网系统联合作用产生的周期性气流振荡现象，称为喘振。

喘振通常发生在设计制造不精的压缩机，或发生在压缩机处理量与系统不匹配的情况下。其实在实际生产过程中，设计制造精良的压缩机，经过正常运行数月、数年之后，系统没有做任何修改、调整也会发生喘振，或者频繁发生气流旋转分离。另外，不适当的操作也会引起短暂的喘振。

喘振会使叶片、叶轮、转子、隔板和扩压器等强烈振动，叶轮、转子、管道所承受的动载荷急剧增大，噪声加剧。如不采取措施，会使整台机组发生强烈振动，损坏轴承、密封，振裂振断管线，进而造成严重事故。

即使是只发生气流旋转分离，持续时间过长同样会损坏密封、叶轮、管件等部件。

压缩机内发生气流分离时，气流反向流动会引起很大的能量损失，此时的能量损失超过摩擦损失，从而使整机效率下降。

我们在工作中，分析处理过数起现场压缩机组发生严重喘振、无法运行、气流旋转分离损坏气封部件、振断引压管线等部件的故障。下面以实际问题为例叙述喘振以及气流分离的监测、诊断与防治。

3、 喘振监测与诊断

３．１气流旋转分离的监测与诊断

气流旋转分离时振的初级阶段，此时如上节所述，只是在少数流道中发生叶片非工作面部位的边界成分离，分离气团堵塞了部分通道，使得各流道出口的气流压力、流量的脉动会传到集气管系中，由此产生频率为ｆ的振动，ｆ即是气流旋转分离频率；

　　　　　　　　　　　ｆ＝ｎ＊ｖ／２

式中：ｎ．．．．转速（Ｒ／Ｓ）；

ｖ．．．．旋转分离区的数量。

某厂一台由意大利新比隆公司设计制造的大型高压离心式压缩机组，介质是二氧化碳气。机组的高压缸和出口管线，在生产运行中振动突然增大，振幅在５４～６５微米之间波动。该缸出口管线上振动位移值达４８０微米，振动速度值达６５ｍｍ／ｓ。为了分析振动原因，分别在高压缸转子轴承部位采用在线监测系统的涡流传感器进行监测和采集信号、对该缸出口管线采用加速度传感器和便携式分析仪进行现场监测分析。

两个部位所测得的波形与频谱图及轴心轨迹见图２与图３。

当时机组转速为１３２００转／分。从转子轴承支座振动信号的谱图中可以看到，220HZ分量幅值为５２微米，半频的110HZ分量为５０微米，见图２的左图。在该缸出口管线上得到的加速度信号频谱图中110HZ的半频成分的幅值也达到了一倍频的５０％，见图３。由公式ｆ＝ｎ＊ｖ／２可得ｆ＝110HZ，即旋转分离频率的计算值与实际测量的振动频率值相符。通过以上数据分析，可以初步认定造成机组着动过大的主要原因：一是气流的旋转分离，二是油膜涡动。进一步分析轴心轨迹图和管线的现场振动状况，从轴心轨迹为椭圆形、压缩机入口管线振动强烈等，可以确认振动过大的主要原因是：气流的旋转分离。操作人员按此诊断结论进行系统工艺参数调整，消除了高压缸出口管线的强烈振动。

　　　　　　　　　图２　轴承部位波形、频谱图与轴心轨迹图

　　　　　　　　　图３　高压缸出口管线上振动频谱图

３．２喘振的现场监测和诊断

3．2． １喘振的现场监测

某电力总公司的一装机容量为７００ＭＷ的火力发电厂，其空气动力供气系统由两台离心式压缩机组成，设备是英格索兰公司制造的，是四段等温型每段一级叶轮。其中一台大修后仅正常运行数十天，就发生了强烈振动，机组本体、进出口管线等部位振动幅值均超标，振动时伴随有很强的噪声，排气流量和压力大幅度波动，过大的振动使得机组无法运行，只好停机。

为查明强烈振动原因，排除故障恢复机组运行，对相关部位进行排查，首先确认了防喘电动阀的开启角度与排气阀是否匹配，防喘控制系统是否正常。仅检查确认防喘系统工作正常，防空法开度符合设定值，近气管线的入口过滤器状况正常，没有发现堵塞问题。机组时刚刚大修过一个多月，所查部位均无问题，此时不由得使人怀疑，机组振动过大是否真的是喘振造成的？

在这种情况下，我们在机组的入口过滤器、入口管道、机组本体各级入口、出口、机组地脚螺栓、防喘放空管线、气水分离器等８个部位设置了测点。首先测取了无负荷时的振动信号，然后逐渐增加排气压力，直到发生剧烈振动时为止，测取了这一全过程的多点振动信号，并进行了振动信号的频谱分析。同时测取了机组振动时的排气压力数值。下图是机组强烈振动时，压缩机入口（上）和压缩机出口（下）部位的振动信号频谱图。

在无负荷状态下测得的入口管线振动速度值仅４ｍｍ／ｓ，当４段出口压力升到0.78Mpa时，振动速度幅值增加到３４ｍｍ／ｓ。从图４种可以观察到振动信号中以60HZ与115HZ成份为主。从机组其他测点的到的谱图中，５５～６０HZ及１１５HZ成份是主要的分量。该机组发生振动时，各段排气压力出现低频大幅度的波动。４段出口压力在0.2～0.3Mpa到0.75Mpa之间波动，波动的频率很低只有１～１０HZ。根据监测值及数据分析和现场观察，认为强烈振动确实是喘振造成的。

　　　　　　　图４　压缩机入口和压缩机出口部位的振动信号频谱图

对机组解体之后，看到了造成喘振的原因，压缩机缸内各段级后管式冷却器的管内流道被固状物堵塞。原来厂区周围数公里内，有几座石灰窑，石灰粉尘散发到空气中，被压缩机吸入，管式级后冷却器又有些轻微的泄漏，石灰粉尘遇水后在短时间内，以出人意料的速度堵塞了压缩机深处的气流通道，一般性检查难以发现。清除处理之后压缩机恢复了正常运行。

在此讨论一下喘振的频率问题，通常喘振与气流旋转分离频率为ｆｓ＝ｎ＊ｖ／２。如果按此式计算，本节所述压缩机的各级较低喘振频率，根据各级的转速（29000转／分、39000转／分、46000转／分、49000转／分）可得：242HZ、325HZ、383HZ和406HZ。而在现场监测采集所得到的振动信号谱图中，所能见到的较高幅值分量的频率是60HZ，其次是115HZ的分量，而175HZ的分量的幅值已经很低了，仅为60HZ分量幅值的1/3～1/8。当时的气流压力脉动波动的频率仅为１～１０HZ之间。这说明喘振频率通常低于旋转分离频率。发生严重喘振时，应采用下式估算喘振频率ｆｓ：

ｆｓ＝（Q/Q设）＊ｎ／２

式中：Q………实际工作流量；

Q设…….设计流量；

ｎ……..工作转速（转／分）。

由上述的经验公式，计算说明上述压缩机喘振时的实际流量仅为设计流量的1/4～1/24。由此认为在监测分析现场的压缩机喘振问题时，应该考虑到，随着压缩机发生喘振的程度不同，其频率是变化的。一般是刚刚发生旋转分离时，振动的频率是转速频率的50%~70%。当发生严重的喘振时，振动频率往往低于0.5倍频，喘振特别严重时振动频率低于转速频率的10%，甚至更低。

4、防治对策

压缩机的喘振与气流旋转分离，虽然对设备危害程度不同，但都应该同样重视，不要因为气流旋转分离有时造成的振福不大，而掉以轻心。因为气流旋转分离虽然没有喘振危害严重，但是机组长期在气流旋转分离状态下运行不仅会增加能耗，提高了生产成本，还会使压缩机内的部件长期承受交变载荷，加速部件的疲劳断裂和磨损。本文所述的二氧化碳压缩机的缸内气封，就曾经因为长期承受气流旋转分离造成的交变应力，造成气封磨损和疲劳断裂，裂块又吸入叶轮入口，造成机组强烈振动，由于现场有关人员认真负责，及时停机处理才没有使事故扩大。

所以我们认为：

（1）对于新投入运行的压缩机要在现场重新标定整机的喘振特性，对于直接从大气中吸气的空气压缩机组，如果运行在高寒地区应该标定出冬夏季两种防喘控制曲线。

（2）对于介质中含有易结垢物质、有物易粘结于流道中的机组，每次检修时要认真检查气缸、等温型机组的级间冷却管束、流道中的复杂形状部位、瓶颈部位等。

（3）在机组运行中应该设法检查气水分离器、油气分离器的运行状态，密切观察介质中水份、油份的含量变化趋势。

（4）对于防喘性能不佳的机组，应该采用在线或离线的方式，定期监测进、排气管道的振幅与频率特性。如有旋转分离发生应及时调整避免发生喘振，并且避免机组长期运行在旋转分离工况。

采用本文所讨论的监测分析方法，和防治措施，以及其他有效的技术方法，可以有效地解决速度式压缩机旋转分离与喘振的监测与故障诊断，提高防治喘振的能力，并改善运行状态，提高经济效益，避免事故扩展。

在监测分析过程中，可以掌握机组的喘振特点，每一台压缩机，在转速一定时都有一个喘振起始频率，这个频率在一定的流量范围内基本不变。例如，在对一台空气压缩机喘振特性曲线标定过程中，工作转速为６０００转／分时，我们测试记录了压缩机入口静叶开度分别为：４０度、５０度、６０度时的喘振起始频率，起始频率始终４０HZ。本文前面所讨论的二氧化碳压缩机的喘振起始频率通常是１１０HZ。通过这样的工作，可以在监测系统中给压缩机的每个缸或段，设定一个喘振起始报警窗，就可以准确及时的监测、分析和控制压缩机的喘振。