离心冷水机组的喘振和热气旁通防喘振控制.docx

离心冷水机组的喘振和热气旁通防喘振控制孙国平(上海合众 - 开利空调设备有限公司 上海 200090)【摘要】 本文从离心压缩机的工作原理出发探讨了离心冷水机组喘振产生的机理 ,喘振现象 ,防喘振条件及如何进行防喘振控制等问题 ,并对热气旁通防喘振控制应用过程中可能出现的错误现象进行了阐述 ,供设备选型和产品维护使用人员参考 。【关键词】 喘振冷水机组离心压缩机热气旁通sur gin g o f centrifu gal water chill er andprevention control usin g ho t ga s b y pa s s【abstract】 surging of cent rif ugal water chiller is discussed in t he aspect of t he cause ,t he p heno mena and t he p reventio n met hods , it is based o n t he analysis of cent rif ugal co mp ressors wor king p rinciple. a wro ng met hod p robably taken when using h gb p as p reventio n co nt rol is described. will give beneficial reference to equip ment selecting and maintenance people.【 key words】 surge , water chiller ,cent rif ugal co mp ressor , hot gas by pass随气体介质流量 qin的增加 ,压比曲线由随着我国经济的不断发展 ,大中型制冷空调装置的应用日益增多 。离心式冷水机组以其大容量 、高效 率获得用户的普遍认同 ,但同时也因其速度式压缩机 所固有的喘振现象给广大用户带来烦恼 。如何避免 喘振 ,充分发挥离心机高效 ,连续可调的调节性能 ,是离心式冷水机组设计制造 ,使用和维护过程中面临的 重要问题 。1 . 离心压缩机的性能曲线(1)缓慢下降变为陡降 ,功率 n 和效率曲线由上升 、持平到缓慢下降 。效率曲线的持平段为压缩机的最佳 工况区 ,压缩机的工况点应落入该区段 ,这样压缩机的运行效率才能达到最佳状态 。当流量 qin为某个值 时 ,压缩机效率达最高值 。当流量小于或大于此值时 ,效率都将下降 。一般以此流量的工况点为设计工况点 。(2)压 缩 机 的 性 能 曲 线 左 边 受 到 喘 振 工 况( qmin) 的限制 ,右边受到堵塞工况 ( q max ) 的限制 , 在这两者之间的区域 ,为压缩机稳定工况区域 。稳定工 况区域的大小 ,是衡量压缩机性能的一个重要指标 。 压缩机转速 n 愈高 ,压缩机的性能曲线就愈陡 ,稳定 工况区也愈窄 。反之 ,稳定工况区较宽 。2 . 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 叶轮对气体作功 ,将机械能加给气体 ,使气体压力升高 ,速度增大 ,气体获得了压力能和速度能 。在叶轮 后部设置有通流面积逐渐扩大的扩压元件 (扩压器) ,高速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 (功能) 转变为压力能 ,完成了压缩过程 。离心压缩机的压缩过程主要在叶轮和扩压器内 完成 。图 1 离心压缩机性能曲线图 2 不同转速下压缩机性能曲线从压缩机性能曲线图 1 和图 2 可看出 :2001 年第 4 期制冷技术37在叶轮内 ,用伯努利方程表示有如下形式 :w = ( p2 - p1 ) /+ ( v2 2 - v1 2 ) / 2g + himp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小到某一值后叶道进口气 流的方向 v(如图 4 ,流道 b) 就和叶片进口角很不一 致 ,冲角 i 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 。 如图 4 中转动叶轮中的气流情况 。 为叶轮转动方 向 。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 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临的 a 和 c 流 道 ,这样就改变了 a ,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 , a 流道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 (分离团) 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”。 扩压器中同样存在旋转脱离 。在压缩机的运转过程中 ,流量不断减小达到 q min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 ,使压缩机出口压力突然大大下降 ,低于冷凝器中的压力 ,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 ,压缩机的流量增大 ,压缩机恢复正常工作 。而实际上压缩机的总负荷很小限制了压缩机的流量 ,压缩机的 流量又慢慢减小 ,气体又产生倒流 ,如此周而复始 ,在系统中产生了周期性的气流振荡现象 ,这种现象称为“喘振”。 压缩机达到最小流量点而生严重的气流旋转脱离是内因 ,而压缩机的性能曲线状况和工况点的位置 是条件 ,内因只有在条件的促成下 ,才发生特有的现 象 喘振 。离心冷水机组运行在部分负荷时 ,压缩机导叶开 度减小 ,参与循环的制冷剂流量减少 。压缩机流量减少 ,叶轮达到压头的能力也减小 (图 5) 。而冷却水温 由于冷却塔未改变而维持不变 ,则此时就可能发生旋 转失速或喘振 。喘振是压缩机一种不稳定的运行状态 。压缩机发生喘振时 ,将出现气流周期性振荡现象 。(1) 使压缩机的性能显著恶化 ,气体参数 ( 压力 、 流量) 产生大幅度脉动 。(2) 噪音加剧 。(3) 大大加剧整个机组的振动 。喘振使压缩机(1)式中注脚 1 ,2 分别表示叶轮进出口截面 。 himp表示气体在叶轮中的流动损失 。叶轮对气体所作的 功 w 转换成气体静压能的提高 ,功能的增加和克服 气流的流动损失 。在扩压器内 ,伯努利方程有如下形式 :( p4 - p3 ) /+ ( v4 2 - v3 2 ) / 2g + hdiff = 0(2)式中注 脚 3 , 4 分 别 表 示 扩 压 器 进 出 口 截 面 。hdiff 表示气体在扩压器中的流动损失 。在 扩 压 器内 ,气体速度减小 ,压力提高 。气体的功能除克服气 体的流动损失外 ,其余转换成气体的静压能 。扩压器流道内的边界层分离现象 ( 图 3) : 扩压器流道内气流的流动来自叶轮对气流所作功转变成的 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 摩擦力继续前进时 ,最终边界层的气流滞止下来 ,进而产生旋涡和倒流 ,使气流边界层分离 。图 3 边界层分离现象图 4 旋转脱离气体在叶轮中的流动也是一种扩压流动 ,当流量制冷技术2001 年第 4 期38的转子和定子的元件经受交变的动应力 ;压力失调引起强烈的振动 ,使密封和轴承损坏 ; 甚至发生转子和 定子元件相碰等 ;叶轮动应力加大 。(4) 电流发生脉动 。 喘振带给压缩机严重的损坏 ,会导致严重后果 。喘振是离心式压缩机这种速度式压缩机其本身 的固有特性 。因此对任何一台压缩机当流量小到某一极限点时就会发生该现象 。 冷水机组是否在喘振点附近运行 ,主要取决于机组的运行工况 。 在什么状态点发生喘振只有通过对机器的试验 ,即不断减少其流量 ,可以测出具体的喘振点 。喘振防扩是通过喘振保护线来控制热气旁通阀的开启或关闭 ,使机组远离喘振点 ,达到保护的目的 。从 冷凝器连接到蒸发器一根连接管 ,当运行点到达喘振 保护点而未达到喘振点时 ,通过控制系统打开热气旁 通电磁阀 ,从冷凝器的热气排到蒸发器 ,降低了压比 ,同时提高制冷量 ,从而避免了喘振的发生 。如图 6 和 图 7 所示 。图 6 喘振保护示意图图 5 典型的压缩机性能曲线图喘振与工况的关系 :图 5 上的任一点均为一具体 的冷水机组运行工况点 ,当机组的运行工况点位于喘 振线的下部时 ,机组不会发生喘振 : 相反当机组的运 行工况点在喘振线的上部区域时 ,机组会发生喘振现 象 。图中喘振线上部区域为喘振区 ,喘振线的右下部 区域为稳定工况区域 。因此衡量离心压缩机的好坏 , 不仅在设计工况下要有最高的效率 ,还要求有较宽的 稳定运行工况范围 。稳定运行工况范围的大小可从 性能曲线图上反映出来 。喘振点目前尚无法准确地计算出来 。只有对机 组进行性能测试 , 再加上经验来判断其近似的喘振点 ,不同工况的喘振点连接而成一条喘振线 。目前生产厂提供的性能曲线一般都是按上述判断方法来确 定近似的喘振点 。3 . 热气旁通喘振防护原理一旦进入喘振工况 ,应立即采取调节措施 ,降低 出口压力或增加入口流量 。从以上喘振产生的机理来看 ,在离心式冷水机组 中压比和负荷是影响喘振的两大因素 。当负荷越来越小 ,小到某一级限点时 ,便会发生喘振 ,或者当压比 大到某一极限点时 ,便发生喘振 ,用热气旁通来进行图 7 系统循环图4 . 热气旁通喘振防护的控制热气旁通喘振防护是通过热气旁通电磁阀的开 启来给冷凝器减压 ,以减小压差 ,增大制冷负荷来防 止进入喘振点 ,因此必须有合适的控制算法让控制系 统在合适的时候打开或关闭电磁阀 。对冷水机组来说 ,压缩机所承受的压比即为冷凝压力和蒸发压力之比 , 同 样 用 压 差 p 可 示 意 压 比 值 :p = 冷凝压力 - 蒸发压力(3)同时压缩机的流量可用冷水机组的制冷量 q 来示意 ,因为随着制冷量的增加 ,压缩机导叶开度必然 增大 ,即压缩机的压缩量增大 ; 反之 ,负荷减少时 ,关 小导叶 ,压缩机压缩量减小 。冷水机组的制冷量可由 下式计算q = cmtt = ( tout -式中 : q - 制冷量c - 水的比热m - 水的流量(4)(5)tin)t - 冷水进出水温差2001 年第 4 期制冷技术39tin - 冷水进水温度tout - 冷水出水温度如果“c”和“m”的值为恒定时 ,则制冷量 q 又可 用冷水进出水温差 t 来示意 。因此可用图 6 所示p - t 关系图示意性能曲线及运行工况 。按 j b/ t7666 - 95制冷和空调设备名义工况一 般规定标准规定的名义工况 :冷却水进水温度 32 冷却水出水温度 37 冷水进水温度 12 冷水出水温度 7 假设换热温差为 2 ,则冷凝温度为 39 ,蒸发 温度为 5 。对 r - 22 的机组和 r - 134a 的机组压差 p 和 温差 t 等参数计算结果如表 1 所示 。100 %负荷时机组运行在图 8 中点 e ( r - 22) 和点 e( r134a) 。在恒定冷却水进水温度工况时 ,经试验 ,在 40 % 负荷是会发生喘振 ,b (b) 为喘振点 ,这时冷却水进 水 32 ,出水 34 ,冷凝温度 36 ,压差 p 和温差t 等参数计算结果见表 1 。 在冷却水进温度线形下降时 ,20 %负荷时 ,冷却水进水温度 30 时机组可能发生喘振 , 各参数计算 结果见表 1 。a (a) 为喘振点 。连接 a 点及 b 点 ,将 ab (ab) 作为机组的喘振线 。在图上找到四点 :c (0 . 8 ,517 k pa)d (5 . 6 ,1172 k pa)c(0 . 8 ,345 k pa)d(5 . 6 ,800 k pa)将 cd ( cd) 作为喘振防护线 ,经验证明是比较合理的 。表 1压差 p 和温差 t 等参数计算结果列表( 绝对) k pa点 e点 b点 a点 e点 e点 e图 8 计算喘振线和喘振保护线的设定机组的任一工作状态点都能在 p - t 图上找到一对应点 :而 p - t 图上的任一点都代表了机 组的一个工作状态点 。当工况不变 , 即冷凝压力 、蒸发 压 力 为 恒 定 值 ,p 为恒定值 ,当机组负荷不断减小时 ,冷水回水温 度不断降低 ,而出水通过机组的调节控制仍然维持在负荷点t ( )p( k pa)冷却进水( )冷凝温度( )冷凝压力( 绝对) k pa蒸发温度( )蒸发压力r222100 % 负 荷591332391497558440 %负荷280532361389558420 %负荷1704303312885584r2134a100 负荷56393239989535040 %负荷25623236912535020 %负荷148930338395350制冷技术2001 年第 4 期40出水温度的设定值 ,则 t 不断减小 ,图上的工作状态点将沿着水平方向向左移动 ,当到达 ab ( ab) 连 线后 ,机组即运行到了喘振点 ,机组会发生喘振 。当负荷保持恒定 ,即 t 不变 ,由于冷却水温升 高 ,冷凝温度和压力升 高 而 导 致 压 差 p 不 断 增 大 时 ,图上的工作状态点将沿着垂直方向向上移动 ,当到达 ab (ab) 连线后 ,机组即运行到了喘振点 ,机 组会发生喘振 。在 ab (ab) 的右下方画的 cd ( cd) 线为热 气旁通保护线 ,通过该线控制热气旁通阀的开启 ,当 工作状态点向左上方移动到 cd ( cd) 线后热气旁 通阀打开 ,即机组运行状态在到达喘振线 ab ( ab) 前 ,机组即因热气旁通阀的打开而受到保护 。在热气旁通保护线的右下方 ,热气旁通阀为关闭状态 ;在热气旁通保护线的左上方 ,热气旁通阀为开 启状态 。机组的控制系统将通过实际工作状态点与预设 值的比较来判断工作状态点的位置 ,而决定热状态点 与预设值的比较来判断工作状态点的位置 ,而决定热气旁通阀的开启与关闭 。如改变 pc , od , tc ,td ,即改变 c 、d 、c、d点的坐标值 ,热气旁通保护线 cd ( cd) 将随着移动 。 因此不能随意移动喘振防护线至喘振线的左上方 ,而达到热气旁通防护的目的 。5 . 一种错误的操作方法冷水机组的制冷量由式 (4) 表示 。通常在比热 c 和水流量 m 恒定的情况下 ,冷负 荷大 ,则 t 也大 ;冷负荷小 ,则 t 也小 。因此进出水温差的大小直接地反映了负荷的大小 。当机组负荷过小接近部分负荷最小点时 ,机组将接近喘振点 。 为了避开喘振点 ,应提高或增大冷水机组的负荷 ,如果此时去关小冷水流量 ,我们将明显地看到进出水温差增大 ,但这并没有增大负荷 ,因为我们可以从式 (4)看出冷水机组的负荷并没有改变 ,仍然是接近喘振点 的部分负荷 。相反这一通过减小冷水流量来增大进出水温差 (关小冷水流量阀) 的操作给机组带来潜在的喘振危险 。控制系统将 t 作为负荷判断的依据 ,是在假定 流量按照额定工况流量的设定的基础前提下 。如额定流量 (未动水阀前) 正确时 ,如机组因负荷过小已接近喘振线 ,假如工作在图 6 的 m 点 ,此工作状态点在 热气旁通打开区域 ,热气旁通应该打开 。但当错误的操作关小水阀后 , t 将增大 ,那么控制系统检测到的机组运行状态点将沿着水平线右移至 n 点 ,控制 系统将误认为机组运行在安全区域 ,无须打开热气旁 通阀进行保护 。而实际情况恰恰相反 ,相组运行的工况点在 m 点 ,完全没有改变 ,没有向安全区域移动 。 因此当机组负荷进一步减小达到喘振点后机组将发生喘振 ,造成严重破坏和后果 ,热气旁通将没有达到应有的保护作用 。因此错误操作给机组带来严重的 潜在危险 。正确的方法应该是 :(1) 增大系统的负荷 ,如打开盘管风扇等 ,来提 高冷水进水温度 。(2) 正确地认识到机组已接近热气旁通保护点 , 检查控制算法是否正确 ,等待机组打开热气旁通阀 。 (3) 停机 ,等负荷增大后再开机 。或让机组进入 自动再循环状态 , 即让机组控制在低负荷时自动关 机 ,如水温低于控制点以下 3 时自动关机 , 水温提高到控制点以上 3 时再自动开机 。(4) 完善控制算法 :将冷水流量接入机组控制系 统 ,让机组的算法在比较时比较的是真实的制冷量 值 ,而不是 t ,以避免由于以上错误的操作带来的错误的判断和控制 。6 . 防喘振控制方法(1) 从设计制造上着手 ,进行叶轮 、扩压器的设 计优化 ,从根源上解决问题是至关重要的 。通过优化 的设计可设计出喘振点相对较低的离心压缩机 ,但喘振点仍然存在 ,它是离心压缩机固有的特性 。(2) 改变压缩机的转速 。改变压缩机转速 ,压缩 机的性能曲线随着移动 (图 2) ,可以增大稳定工况区域 ,适用于蒸汽轮机 、燃气轮机拖动的机组 ,是一种比较经济的调节方法 ,只是调节后的工作点不一定是最 高效率点使效率有些降低 。但对电动机拖动的机组 , 为了便于变速 ,就要用直流机组或采用变频方法 ,这 会使设备大大复杂化 ,而且造价也高 。(3) 多级压缩降低压缩机的转速 。一般多级机 器中任何一级发生喘振 ,都会影响到整台机器的正常 工作 。压缩机的级数愈多 ,性能曲线就愈陡 ,工作范 围就愈小 。但采用多级压缩 ,在同样压比工况下可大 大降低压缩机的转速 ,从而使性能曲线向小流量区移 动 ,增大稳定工况区域 。(4) 采用可转运的扩压器调节 。当流量减小时 , 一般在扩压器中首先产生严重的旋转脱离而导致喘 振 。在流量变化时 ,如果能相应改变扩压器流道的进2001 年第 4 期制冷技术41口几何角 ,以适应改变了的工况 ,使冲角 i (图 4) 不致很大 ,则可使性能曲线向小流量区大幅度移动 ,扩大 稳定工况范围 ,使喘振流量大为降低 ,达到防喘振的 目的 。该防喘振控制方式已在开利的产品中得到具 体的应用 。以上探讨的防喘振控制方法主要是通过扩大稳 定运行工况范围及降低喘振点的方法来避开机组的 喘振点 ,而喘振点作为机器固有的特性仍然存在 。热 气旁通防喘振控制仍然是目前最有效的防喘振方法 , 它结构简单 ,安装方便 ,控制可靠 ,无需频繁开停机 。热气旁通防喘振只是作为一种被动的防止喘振的方法 ,它仍然浪费一定的能量 。要从根本上避免机组运行到或接近喘振点 ,应注意以下几点 :(1) 使用维护时注意提高冷却效果 ,包括提高水 质状况 。同时根据实际工况及污垢系数选型 ,选择适 合运行工况的高压头压缩机 。(2) 应在初始空调系统的设计及机组的选型时 , 避免一个系统选用单台离心机组 ,应根据所需冷量选 择机器 ,采用多台离心机组或离心和螺杆 、活塞搭配 的选型方式 。采用多台冷水机组组合应用 ,一方面提 高系统的运行效率 ,另一方面可避免离心机组喘振的 发生 。日本家用房间空调器和商用空调器近期发展动向根据日本空调供暖和制冷信息(j a rn) 的近期报道 ,日本当前家用房间空调器 ( 一般指小冷量的分 体和窗式空调器) 和商用空调器 (一般指大于 4 k w 冷量的分体不带风管的空调器) 的 2000 年产量为 770 万台 ,比 1999 年增长 8 . 6 % 。历史上最高水平为 894 万台 。在 770 万台中家用房间空调器为 702 万台 ,其 中 96 % 是 热 泵 , 93 % 是 变 频 热 泵 。商 用 空 调 器 中87 %是热泵 。近年来日本政府制定了新的环保法令和节能法 规 ,促进日本各空调器制造厂商投入巨额资金于科研 开发工作 。按照环保法令 ,家用房间空调器和商用空 调器都必须分别在