Помпаж вентилятора что это

Обновлено: 16.05.2024

ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ КОМПРЕССОР / CENTRIFUGAL COMPRESSION MACHINE / СРЫВ / ОБРАТНОЕ ТЕЧЕНИЕ / ТУННЕЛЬ / TUNNEL / ПОМПАЖ / СЦЕНАРИЙ РАЗВИТИЯ / ПРОГРАММА ИССЛЕДОВАНИЙ / RESEARCH PROGRAM / COMPRESSION STALL / BACK-FLOW / PUMPAGE / PROCESS OF OCCURRENCE

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Хадиев М.Б., Зиннатуллин Н.Х., Нафиков И.М.

Дан механизм возникновения, сценарий развития и программа исследований помпажа в центробежных компрессорах .

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Хадиев М.Б., Зиннатуллин Н.Х., Нафиков И.М.

Анализ протекания нестационарных явлений в многоступенчатом осевом компрессоре, работающем в системе стенда, при помпаже

Методы экспериментального определения границы помпажа центробежных компрессоров с электромагнитным подвесом роторов

The article deals with the mechanism of pumpage in centrifugal compression machine , its process and research program .

УДК 621.63 + 621.51

М. Б. Хадиев, Н. Х. Зиннатуллин, И. М. Нафиков

МЕХАНИЗМ ПОМПАЖА В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРАХ

Ключевые слова: центробежный компрессор, срыв, обратное течение, туннель, помпаж, сценарий развития, программа

Keywords: centrifugal compression machine, compression stall, back-flow, tunnel, pumpage, process of occurrence, research

The article deals with the mechanism of pumpage in centrifugal compression machine, its process and research program.

В осевом компрессоре ГТУ и центробежном компрессоре (ЦК) газоперекачивающего агрегата (ГПА), кроме основных рабочих режимов, наблюдаются также недопустимые режимы работы. Эти режимы характеризуются значительной нестационарностью течения газа в элементах компрессоров, возрастанием усилий на эти элементы и часто приводит к поломкам компрессора. В связи с неравномерностью подачи газа потребителю и высокой вероятности поломки работа компрессора на таких режимах недопустима. Поэтому и назовем их недопустимыми режимами [1, с.244] работы компрессора.

При исследовании недопустимых режимов ЦК возникают следующие задачи:

1) определение границ областей рабочих режимов компрессоров;

2) обеспечение подачи газа потребителю и в случаях соответствующих недопустимым режимам;

3) обеспечение защиты компрессоров от попадания в области недопустимых режимов работы;

4) выяснение механизмов возникновения недопустимых режимов;

5) расширение границ областей рабочих режимов компрессоров;

6) обеспечение сохранности конструкции компрессора при случайном попадании и кратковременной работе на недопустимых режимах;

7) немедленный вывод компрессора из недопустимого режима или его безопасная остановка (вручную или автоматически);

В настоящее время возникновение срыва, вращающегося срыва, как в осевых, так и в центробежных компрессорах связывают [3] появлением угла атаки на входе в решетку. Считается, что при достижении критического угла атаки, равного 20. 250 для рабочих колес радиального типа и 8. 11° для осерадиального типа появляется срыв потока.

Возникшие срывные зоны, за редким исключением, не остаются [4] связанными с одними и теми же лопатками колеса или аппарата, а равномерно перемещаются в окружном направлении. Такое явление получило название вращающегося срыва.

Срыв потока, возникший в одном из лопаточных венцов осевого компрессора, быстро распространяется на все ступени и приводит к самопроизвольному скачкообразному падению расхода воздуха и отношения давлений. На рис.1 приведены типичные осциллограммы [4] процесса потери устойчивости равномерной работы компрессора и перехода его на новые -нестационарные колебательные режимы работы.

Здесь линия 1 показывает давление воздуха за компрессором рк, линия 2 - давление на входе в первую ступень рв, а линия 3 - перепад давлений в мерном входном коллекторе, служащем для измерения расхода воздуха - Арвх. Линия 4 на осциллограмме показывает изменение проходного сечения дросселя, установленного за компрессором.

Как видно из осциллограммы [4], при уменьшении проходного сечения дросселя до момента, отмеченного линией А-А, давления рк, рв и перепад Арвх модулированы высокочастотными

колебаниями малой амплитуды 8рк, 8рв, 8 (Лрвх). По мере уменьшения площади дросселя, следовательно, и расхода воздуха в момент А возникает срыв потока. При этом давление рк и перепад давлений Лрвх, определяющий расход воздуха, резко падают, а давление на входе в первую ступень рв, наоборот, возрастает из-за резкого уменьшения расхода и выброса сюда части сжатого воздуха через зоны срыва. Этот выброс сопровождается сильным звуковым эффектом -хлопком.

Рис. 1 - Осциллограмма срыва потока в многоступенчатом осевом компрессоре [4]

Переходный процесс изменения параметров протекает очень быстро, в данном случае в течение порядка 0,15 с, и завершается установлением нового режима течения в компрессоре со срывом или вращающимся срывом. Как видно из осциллограммы, новый режим течения сопровождается периодическими изменениями давлений рк, рв с достаточно высокой частотой. При этом амплитуды модуляций давлений значительно возрастают (Лрк/8рк * 6,5;

В определенных условиях может наблюдаться другой режим работы компрессора (рис.2), отличающийся от вращающегося срыва наличием сильных низкочастотных колебаний давления и расхода воздуха во всем газовом тракте, в котором работает компрессор.

Такой режим работы компрессора называется помпаж.

Как видно из осциллограммы (рис. 2), первоначально резкое падение давления и расхода происходит аналогично срыву (см. рис. 1). Однако по истечении некоторого времени, равного в данном случае 0,28 с, в компрессоре восстанавливается близкие к исходным значения давлений и расход газа. Этот процесс является периодическим, имеет

большую амплитуду и низкую частоту, которая определяется не только компрессором, но и присоединенными к нему трубопроводами, емкостями. Периодические газодинамические процессы с большой амплитудой, возникшие в этой системе, создают значительные переменные нагрузки на элементы компрессора и сети. Они могут привести к нарушению нормальной работы, как компрессора, так и сети.

Рис. 2 - Осциллограмма помпажа многоступенчатого осевого компрессора [4]

Заметим (рис.1, 2), что форма колебаний, как при вращающемся срыве, так и при помпаже, носит релаксационный характер. Общеизвестно, что механизм возбуждения релаксационных колебаний отличается от механизма возбуждения синусоидальных колебаний [5]. При рассмотрении механизма релаксационных колебаний в них можно выделить два основных элемента - системы, в которых происходят апериодические процессы (опорожнение и заполнение газопроводов, емкостей, установление и исчезновение течения газа), и механизм, который обеспечивает периодическое повторение этих апериодических процессов. Центробежный компрессор в этом случае является тем механизмом, который вызывает периодическое повторение апериодического процесса опорожнения и заполнения газопровода - емкости. Период релаксационного колебания определяется главным образом длительностью апериодического процесса, т.е. временем заполнения и опорожнения газопроводов. Характерным для релаксационных колебаний является также наличие резких, скачкообразных изменений скорости, в частности обратного прорыва газа на вход компрессора. Поэтому сама форма релаксационных колебаний имеет пилообразный характер и описывается кусочно-ломанными линиями. Таким образом, период помпажа можно разделить на две стадии: релаксации (опорожнения) и восстановления (заполнения).

Период помпажных колебаний Т (рис.2) слагается из времени обратного прорыва газа тп и времени тз заполнения емкости Ур

Частота помпажа является обратной величиной периода колебаний, т.е.

Поведение центробежного компрессора в колебательном процессе определяется его характеристикой (рис. 3).

На рис.3 представлены термогазодинамические характеристики ЦК ГПА установленных на компрессорной станции Сеченовского ЛПУМГ.

Совместно с характеристикой ЦК рассмотрим также сценарий развития качественного поведения потока газа в радиальном сечении колеса.

Рис. 3 - Характеристики центробежных компрессоров: 1 - ЦБН 235-21-1; 2 - ЦБН 235СПЧ 1,32/76; П - точка помпажа; Р - расчетная точка; частота вращения 5000 об/мин; начальная температура 288 К; конечное давление 7,45 МПа; показатель адиабаты 1,311; газовая постоянная 452,6 Дж/кгК

Развитие режимов, треугольников скоростей и схема течения (структура потока) в каналах колеса представлены в таблице 1.

В расчетном режиме (строка 1 табл.1) структура газового потока является однородной, угол потока равен углу установки лопаток колеса, следовательно, угол атаки равен нулю.

Если производительность компрессора выше расчётной (строка 2 табл.1), то угол атаки отрицателен и структура потока нарушается, т.е. при некоторых его значениях ближе к выходной кромке рабочей стороны лопатки возникает обратное течение, т.е. образуется вихрь. Основной поток 1 оттесняется вихрем 2. При этом живое сечение 3 транзитного потока вблизи вихря уменьшается. В связи с увеличением производительности и уменьшением живого сечения скорость потока резко возрастает. Скорость потока в наиболее узком сечении может достигать скорости звука, при котором происходит запирание колеса.

Если производительность компрессора ниже расчётной (строка 3 табл.1), то угол атаки положителен и при некоторых его значениях ближе к выходной кромке нерабочей стороны лопатки возникает обратное течение и образуется вихрь [6, 7]. Основной поток 1 оттесняется вихрем 2. При этом живое сечение 3 транзитного потока вблизи вихря уменьшается. Снижение производительности ЦК способствует уменьшению скорости потока, а уменьшение живого сечения 3 наоборот приводит к

возрастанию скорости. Реальное значение скорости будет определяться взаимовлиянием этих факторов.

Режим работы ЦК (см. рис. 3)

Производительность ЦК равен расчетному значению. Точка Р на характеристике

Производительность ЦК выше

расчетного значения, правее

точки Р на характеристике

Производительность ЦК ниже

расчетного значения, левее

точки Р на характеристике

Производительность ЦК равно

помпажному значению, точка П на характеристике

Производительность ЦК ниже

помпажного значения, левее

точки П на характеристике

Треугольник скоростей на входе и схема течения в канале рабочего колеса ЦК

Наступление помпажного или туннельного течения, по-видимому, определяется геометрическими (количеством лопаток, углами установки их на входе, выходе и т.д.) и режимными параметрами. Эти же параметры будут существенно влиять на термогазодинамическую характеристику компрессора.

Из рассмотренного выше сценария видно, что треугольник скоростей зависит не только от производительности ЦК, но и от окружной (угловой) скорости колеса. Поэтому режим срыва или помпажа может наступить даже при постоянной производительности ЦК, но изменении частоты вращения рабочего колеса. Однако в большинстве исследований помпажа в ЦК частота вращения колеса (ротора) принимается постоянной [1-4, 6, 7], т.е. уравнение вращательного движения ротора не рассматривается. Следует заметить, что уравнение вращательного движения ротора в дифференциальной форме не рассматривается даже учебных пособиях по ЦК. Это уравнение играет важную роль также при изучении переходных процессов.

Общее уравнение вращательного движения ротора центробежного компрессорного агрегата приведенное к скорости вращения двигателя можно записать в следующем виде

J~T = Мв - м Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

где Ыд, Ыг, Ыт - мощности двигателя, газовых сил и трения, приведенные к оси двигателя.

Уравнение (1) является уравнением динамической системы и позволяет анализировать работу компрессорного агрегата. Состояния равновесия для этого уравнения, соответствующие режимам покоя (юд = 0) или равномерного вращения роторов определяется корнями уравнения [8]

Мдв - Мг - Мт = 0. (3)

Функция / = (Мдв - Мг - МТ)/3 позволяет найти разбиение фазовой прямой юд на траектории и определить на ней устойчивость состояний равновесия. Если правая часть уравнения (1) больше нуля, то роторы агрегата ускоряются, а если меньше нуля то происходит торможение и переход к новому состояния равновесия. Заметим, что при возрастании суммарного момента инерции 3 к бесконечности функция / стремится либо к нулю, либо к

неопределенности типа 0/0.

Отметим также, что правая часть уравнения (1) явно не зависит от времени, а величина 3 постоянная. В этих условиях это уравнение может быть интегрировано в квадратурах

После определения конкретной

кинематической схемы агрегата и установки зависимостей Мд, Мг, МТ от юд вычисление (4) может производиться любым численным методом вычисления определенного интеграла.

Формула (4) позволяет предложить метод определения момента газовых сил экспериментальным путем. Для этого необходимо провести переходные процессы, например, остановку агрегата отключением электродвигателя, с установкой различных метрологических инерционных дисков с известными моментами инерций.

На основе вышеизложенного можно сделать следующие выводы:

1. Надо разработать математическую модель автоколебаний компрессора, учитывающее уравнение (1). Она должна описывать динамическую характеристику компрессора в расчетных и нерасчетных областях, в том числе и в зонах срывных и помпажных колебаний, а также нулевого расхода.

2.Необходимо провести анализ устойчивости равновесных состояний компрессора на основе новой модели.

3. Для решения поставленных вначале статьи задач необходимо провести систематические экспериментальные исследования характеристик ЦК в области срывных и помпажных явлений, а также в области отрицательных расходов, т.е. во втором квадранте. Целью исследований является выяснение влияния на характеристики ЦК геометрических (количество лопаток, углы установки их на входе, выходе и т.д.) и режимных параметров, например, с использованием стенда [9, 10].

1. Ф.М. Чистяков, В.В. Игнатенко, Н.Т. Романенко, Е.С. Фролов. Центробежные компрессорные машины. Машиностроение, Москва, 1969. 244 с.

2. В.В. Казакевич. Автоколебания (помпаж) в компрессорах. Машиностроение, Москва, 1974. 264 с.

3. Ю.Д. Акульшин, Р.А. Измайлов, С.В. Кононов. Компрессорная техника и пневматика. 4-5, 23-26 (1994).

4. Ю.Н. Нечаев, Р.М Федоров. Теория авиационных газотурбинных двигателей, Часть 1. Машиностроение, Москва, 1977. 312 с.

5. С.Э. Хайкин. Незатухающие колебания. Госэнергоиз-дат, Москва-Ленинград, 1953. 128 с.

6. Ватанабе, обсуждение статьи Тояма, Ранстадлер мл., Дин мл., Теоретические основы инженерных расчётов, 1, 215-231 (1977).

7. Mizuki S., Hattori T., Ariga I., Watanabe I., Paper No. 76-GT-86.

8. Н.В. Бутенин, Ю.И. Неймарк, Н.А. Фуфаев, Введение в теорию нелинейных колебаний. Наука, Москва, 1976. 384 с.

9. Н.В. Соколов, М.Б. Хадиев, М.Н. Серазутдинов. Вестник Казанского технологического университета, 15, 16, 151-153 (2012).

10. Н.В. Соколов, М.Б. Хадиев. Вестник Казанского технологического университета, 16, 22, 249-255 (2013).

Как было показано выше, изменение характеристики сети существенно изменяет режим работы вентилятора или компрессора. Характеристика сети может достаточно резко измениться в силу каких-либо случайных воздействий на систему, например при экстренной остановке оборудования, появлении трещины в трубопроводе и т.п. В результате расход газа в сети резко изменяется, в то время как даже при наличии системы регулирования характеристика компрессора остается какое-то время неизменной. Такие же случайные изменения возможны и со стороны компрессора: случайное изменение скорости вращения вала, срыв потока в лопаточном аппарате, резонансные колебания давления и др. Это приводит к самопроизвольным процессам, направленным или на восстановление предыдущего режима (устойчивые режимы), или, наоборот, постоянно уводящим систему от начального режима. Последние случаи называют неустойчивыми режимами.

Чтобы лучше понять, как это происходит, рассмотрим характеристики сети и вентилятора (или другой турбомашины) при возможных различных ситуациях, приведенные на рис. 2.11. Безразмерная характеристика компрессора выделена на этом рисунке жирной линией. Пусть первоначальное состояние определяется пересечением этой характеристики с характеристикой сети в точке А, соответствующей расходуй. Если в силу каких-либо причин расход увеличится на 5(7, то сопротивление сети увеличится на 5Я. При неизменной скорости вращения ротора машины увеличение расхода приведет к снижению напора (см. точки, выделенные в окрестностях точки А). При таком соотношении давлений газ из сети

пойдет в сторону турбомашины, давление в сети будет уменьшаться, а в выходном патрубке машины — увеличиваться. В результате через небольшой промежуток времени режим вернется в первоначальную точку.

Рис. 2.11. Устойчивость работы вентилятора:

7 — обобщенная характеристика вентилятора; 2 — характеристики сети

Совсем другая ситуация возникает, когда система имеет характеристику, пересекающую левую ветвь характеристики турбомашины, например, в точке Г. Как и прежде, случайное увеличение расхода в сети вызовет увеличение скорости в ней, а значит, и гидравлического сопротивления сети. При этом, и это видно по характеристике /, увеличится и напор, развиваемый турбомашиной. Причем увеличение этого напора будет большим, чем увеличение его в сети. Такое соотношение напоров приведет к увеличению подачи газа в сеть, увеличению давления и расхода в ней, и режим работы никогда уже не вернется к первоначальному. Такое увеличение может продолжаться до тех пор, пока давление и расход не достигнут точки Б, где режим может быть устойчивым. Неустойчивый режим может быть и таким, при котором устойчивая работа вообще невозможна, например в точке В.

Аналогичные рассуждения приводят к заключению, что при случайном уменьшении расхода в точке /подача газа в систему вообще может прекратиться.

На основании приведенных рассуждений можно сделать вывод, что устойчивые режимы возможны только на такой ветви характеристики турбомашины, где

Неустойчивые режимы системы ведут к возникновению колебаний давления и расхода в системе. Как и любая реальная система, гидравлическая сеть, имея определенный объем и сопротивление, обладает некоторой собственной частотой колебаний. Когда вынужденные колебания в сети приближаются по частоте к собственной, го появляется резонанс, способный вызвать серьезные механические разрушения в системе и турбомашине. Помпаж (так называют эти колебания) недопустим, поэтому на реальных характеристиках турбомашин выделяется область пом пажа, в которой работа машины недопустима (см. например, рис. 2.3, где эта граница выделена штриховой линией). Сформулированное выше условие как раз и описывает границу помпажа.

С увеличением емкости системы частота помпажных колебаний уменьшается, а амплитуда может возрастать. Поскольку высокочастотные колебания более опасны (быстрее наступает усталостное разрушение материалов), то увеличение объема путем установки ресивера, как в компрессорных установках с поршневыми компрессорами, иногда применяется и в установках с турбомашинами. Для предотвращения разрушений при повышении давления на неустойчивых режимах в системе устанавливают предохранительный клапан, который при необходимости выпускает газ из системы в атмосферу до тех пор, пока давление не упадет до нормы.

Характеристики турбомашин показывают, что помпаж может возникать только при малых подачах компрессора. Поэтому для предотвращения помпажа на режимах, близких к неустойчивым, устанавливают антипомпажные системы регулирования. Одна из простейших таких систем приведена на рис. 2.12. Чтобы обеспечить нормальную работу компрессора, рабочая точка его выбирается несколько правее, чем граница помпажа, при подаче С_лоп), обеспечивая подачу в сеть гораздо меньшего количества газа С_сис (см. рис. 2.12).

Конечно же такое регулирование приводит к дополнительным потерям и снижает общую эффективность установки. Поэтому при

Рис. 2.12. Схема антипомпажного регулирования:

7 — компрессор; 2 — регулятор; 3 — сервомотор; 4 — дроссельный клапан

проектировании компрессорных или вентиляционных систем правильному подбору турбомашины следует уделять особое внимание, как можно точнее рассчитывая гидравлические сопротивления всех участков сети и расходы газа на этих участках.

Закачивая раздел знакомства с компрессорами и вентиляторами, следует отметить, что вопросы недопущения и борьбы с газодинамическими колебаниями в системах с нагнетателями в теоретическом плане решаются весьма сложно и во многих случаях завершаются специальными доводочными регулировками системы, в большей мере ориентированными только на общие качественные закономерности. Чаще всего такие задачи встают перед инженерами при изменении общей схемы системы в результате добавления новых потребителей, замены или удаления ранее запроектированного оборудования.

Существует большое количество двигателей разных производителей и конструктивно друг от друга отличающихся. Даже однотипные, могут иметь множество индивидуальных технических особенностей, как морские судовые энергетические установки, так и автомобильные, тепловозные и двигатели для спецтехники, и т.д. Работающие на дизельном топливе, бензине или другой топливной смеси. Многие объединяет наличие ГТН(газотурбонагнетателя), а именно турбины, применяемой для увеличения наддува, а, следовательно, и мощности самого двигателя, что является одним из самых эффективных способов сделать его более сильным и могучим, без значительного увеличения в размерах и добавления дополнительного количества цилиндров. ГТН(газотурбонагнетатель) и двигатель дополняют друг друга, работают вместе и являются комбинированной силовой энергетической установкой.

Поэтому нестабильная работа или поломка, любого из них, может привести к выходу её из строя и не способностью развивать полную мощность. Причины возникновения подобных ситуаций, необходимо искать как в двигателе и системах его обслуживающих, так и в турбине. Одним из серьёзных симптомов их совместной неисправной работы являются громкие хлопки, раздающиеся в районе газотурбонагнетателя. Это и есть первые признаки Помпажа! Помпаж возникает из-за уменьшения подачи воздуха компрессорной частью ГТН, до недопустимых(нежелательных) для неё значений. В следствии чего, происходит срыв потока воздуха с лопаток. Такое начинает происходить, с увеличением сопротивления при движении воздуха и сопровождается периодическими его выбросами, обратно во всасывающий тракт.

Эксплуатировать двигатель, у которого наблюдается устойчивый помпаж и не стабильно работает турбина, нельзя, это может привести к возникновению серьёзной аварийной ситуации. Как поступать в подобных ситуациях? Первое, что нужно сделать, не доводить двигатель до такого состояния и грамотно его эксплуатировать с соблюдением ПТЭ (правила технической эксплуатации). Стараться излишне и без необходимости, не нагружать его, особенно длительное время. Это приводит к повышению температур воды, масла, выхлопных газов и дополнительным чрезмерным нагрузкам на все детали, этим самым увеличивая их износ и уменьшая запас прочности.

Также следует очень внимательно следить за работой топливной системы и аппаратуры. Время от времени проверять её настройки, также, как и всего двигателя. Неполное сгорание топлива и его обводнение, вместе c излишней смазкой цилиндров, приводит к засорению проточной части турбины, лопаток и соплового аппарата, в результате чего засоряется выпускной тракт и уменьшается проходное сечение для газов, вместе с неравномерным отложением на лопатках, что вызывает неуравновешенность ротора, приводящую к вибрации турбины, понижению числа её оборотов, уменьшению давления наддувочного воздуха.

Эксплуатируя двигатель с газотурбонагнетателем и во избежание причин возникновения помпажа, важно следить за наличием и исправностью защитных сеток, от посторонних предметов и обломков поршневых колец, перед ГТН. За чистотой и качеством воздушных, масляных и топливных фильтров, а также чистотой и состоянием всего пути следования воздуха, начиная с момента его поступления в компрессорную часть турбины и заканчивая выходом в атмосферу вместе с выхлопными газами. Контролировать их температуру, как и температуру подшипников ГТН, воды, масла и наддувочного воздуха, давление. Следить за исправной работой всех систем их обслуживающих и параметрами, характеризующими работу.

До скорых встреч!

Автор фото и статьи Геннадий Дорофеев

Механик дальнего плавания

Задавайте вопросы, подписывайтесь на канал, пишите в тематических чатах на канале,делитесь впечатлениями в комментариях, если статья была интересная ставьте лайки.

Помпа́ж (фр. pompage ) — неустойчивая работа компрессора, вентилятора или насоса, характеризуемая резкими колебаниями напора и расхода перекачиваемой среды.

Содержание

Описание явления помпажа

Помпаж возможен для всех компрессоров динамического сжатия (осевых, центробежных). При помпаже резко ухудшается аэродинамика проточной части, компрессор не может создавать требуемый напор, при этом, давление за ним на некоторое время остаётся высоким. В результате происходит обратный проброс газа. Давление за компрессором уменьшается, он снова развивает напор, но при отсутствии расхода напор резко падает, ситуация повторяется. При помпаже вся конструкция испытывает большие динамические нагрузки, которые могут привести к её разрушению. Помпаж зачастую связан с явлением гидроудара.

Антипомпажная защита

Для обеспечения нормальной работы компрессора и устранения явления помпажа применяются автоматические регуляторы - антипомпажные устройства, которые поддерживают постоянное давление в сети трубопроводов.

Регулирование работы компрессора с целью избежания явления помпажа может производиться:

устройством перепускного клапана;
дросселированием во всасывающем трубопроводе;
поворотом лопаток направляющего аппарата.

Системы защиты автоматически срабатывают в случаях внезапных значительных изменений характеристик нормального технологического режима. Они защищают компрессорные машины и решают двоякую задачу [1] :

предотвращение помпажа;
обеспечение высокой экономической эффективности работы компрессора.

Для защиты от помпажа обычно используется перепуск с выхода компрессора на его вход в количестве, необходимом для избежания помпажа, для этого системе антипомпажного регулирования и защиты используются регулирующие антипомпажные клапаны. [2]

Современные антипомпажные клапаны имеют быструю скорость хода, которая предотвращает длительное воздействие помпажа на компрессор, а также регулируют поток, что требует не только быстрого полного хода, но также и способности реагировать на изменение уставки быстро и точно.

Читайте также: