透平式压缩机是离心压缩机和轴流压缩机的统称，属于动力式压缩机。其特点是叶轮转子作高速旋转运动。流体之所以被压缩，是因为流体流经叶片之间通道时，叶片与流体之间产生力的相互作用，将机械能转换为流体的能量。使流体增压的机理是依靠旋转叶轮与气流间的相互作用力来提高气体压力，同时使气流产生加速度而获得动能，然后气流在扩压器中减速，将动能转化为压力能，进一步提高气体的压力。气体在透平式压缩机中的压缩过程是连续的，广泛用于各种工艺过程中输送各种气体，具有转速高、排量大、操作范围广、排气均匀、运行周期长和占地面积小的优点，是天然气液化装置中的常用的气体增压设备。
透平式压缩机出口压力主要取决于转速、叶轮的级数和叶轮的直径。叶轮的转速通常在5000r/min以上，有的已达25000r/min以上，流量达10000m3/min。所需功率可达几万千瓦。表8-6列出透平式压缩机的流量范围。
表8-6 透平式压缩机的流量范围、效率及速度
1.透平式压缩机的分类
（1）按流体流动方向 分为离心式（气流沿径向方向流动）；轴流式（气流沿轴向方向流动）及混流式。
（2）按叶轮级数 分为单级压缩机（气体仅通过一次叶轮压缩）；两级压缩机（气体依次通过两次叶轮压缩）；多级压缩机（气体依次通过多次叶轮压缩）。
（3）按机壳型式 分为圆筒型、水平分割型（一般是大型压缩机，为了保养方便而设计）、竖向分割型。
离心压缩机与轴流压缩机相比，离心压缩机具有压比大、流量小的特点。而轴流压缩机流量大、压力比小。
2.透平式压缩机结构
透平式压缩机由转子、定子和轴承等组成。叶轮和主轴组成转子，转子支承在轴承上，由动力机驱动高速旋转。定子包括机壳、隔板、密封、进气室和蜗室等部件。隔板之间形成扩压器、弯道和回流器等固定元件。叶轮是离心压缩机的关键部件，有闭式和半开式两种。闭式叶轮由叶片、轮盖和轮盘组成，半开式叶轮没有轮盖。当叶轮高速旋转时，由于离心力的作用，气体从叶轮中心处吸入，沿着叶片之间的通道流向叶轮外缘。叶轮对气体作功，气体获得能量，压力和速度提高。气体流出叶轮通道，进入扩压器等通道，速度降低，压力进一步提高，使动能转变为压力能。从扩压器流出的气体进入蜗室输出，或者经过弯道和回流器进入下一级继续压缩。在压缩过程中，气体的密度增大，温度增加。为了减少压缩耗功，多级离心压缩机在压比大于3时，常采用中间冷却。被中间冷却隔开的级组称为段。气体由上一段进入中间冷却器，经冷却降温以后再进入下一段继续压缩。中间冷却器一般采用水冷。图8-10示出离心压缩机结构，图8-11为水平分割型多级离心压缩机，图8-12为轴流压缩机。
图8-10 离心式压缩机结构
图8-11 水平分割型多级离心压缩机
1—进气口 2—扩压器 3—气体流道 4—叶轮 5—排气口
图8-12 轴流式压缩机结构图
3.主要性能参数
离心压缩机的主要性能参数是流量、排气压力、功率、效率和转速。描绘同一转速下的排气压力、功率和效率与流量之间的关系的曲线称为性能曲线。
（1）流量 压缩机的流量可用质量流量qm或体积流量qV来表示，质量流量和体积流量换算关系式为
如果何将流量计测得的流量换算到压缩机入口的容积流量，当实际气体状态与设计状态不一致时、需要进行修正。
式中，f是流量计修正系数，对每个流量计都有修正系数曲线可查；下标d、a分别为设计工况和实际工况。
（2）排气压力pd如果特性曲线直接给出的是排气压力和流量的关系，便可直接从图表查得pd，如果给出的是压比εc，则pd=εcpa。对真实气体计算要复杂得多，可以先按理想气体计算出压比，然后按照进、出口气体压力、温度查出压缩性系数，按真实气体计算方法计算。一次算得结果不满足精度要求，重取新值计算，逐次逼近，最后达到计算精度要求。
（3）转速 转速是影响透平压缩机出口压力的主要因素之一，叶轮的转速通常在5000r/min以上，有的已达25000r/min，流量达10000m3/min。
（4）功率 所需功率可达几万千瓦。
（5）效率 常用绝热效率或多变效率来评价透平压缩机的效率。轴流压缩机级的绝热效率一般可达86%～90%，离心压缩机级的多变效率一般可达80%～85%。
4.透平式压缩机的特性
透平式压缩机很大优点是排量大，压缩气体是连续的，运行平稳。但是在一定的范围之内，其最小流量受喘振工况的限制，最大流量受阻塞工况的限制。当流量减小至某一工况时，压缩机和管路中气体的流量和压力会出现周期性、低频率﹑大振幅的波动，这种不稳定现象称为喘振；当压缩机的流量上升到某一临界值后，即使提高转速，流量不再继续增加，该工况称为阻塞工况。
一旦发生喘振，机组就会产生强烈振动，如不及时消除或停车，有可能损坏机组。把不同转速下的喘振工况点连接起来，该曲线称为喘振线，它表示喘振区的界限。把不同转速下的阻塞工况点连接起来，表示机组的最大流量极限。从喘振工况点到阻塞工况点之间的范围，称为稳定工况区。透平式压缩机必须远离喘振线而在稳定工况区内工作。
（1）流量特性 运行中压缩机的运行工况常常发生变化。为了反映不同工况下压缩机的性能，通常把在一定进气状态下对应的各种转速、进气流量与排气压力（或压比）、功率及效率的关系用曲线形式表示，称为压缩机的流量特性或性能曲线。对工业用压缩机，流量特性有时只给出排气压力或压比、功率与流量的关系，效率和流量的关系不明显给出。流量特性用数学关系式表示为
pd=f1（n，qV） pc=f2（n，qV） ηp=f3（n，qV）
式中，qV是压缩机进气体积流量；n是压缩机转速；ηp是压缩机的多变效率。
离心式压缩机性能曲线是表征压缩机特性的线图，横坐标是进口体积流量，纵坐标为排气压力、轴功率。图8-13是一台静叶可调的压缩机特性线，横坐标是进口体积流量，纵坐标是排气压力，每条特性线对应导叶的某一开度。
图8-13 离心式压缩机特性线
当今许多透平式压缩机设计单位和专业制造厂，采用级模拟法设计制造多级压缩机。模型级的特性大多都是经过试验验证，进、排气室采用标准通用型的试验结果。利用它们进行迭代逐级计算，依据经验考虑级间影响，由此获得多级压缩机较高的性能曲线。这种方法是试验与计算相结合的方法。计算结果必然是近似的，若要获得可靠的和更为准确的压缩机性能曲线，需要通过整机试验获得。
为了校核压缩机是否达到设计指标，需要在现场重新标定性能曲线，以便和设计值进行比较。压缩机性能曲线是压缩机变动工况性能的图像表示，表明了不同工况下的性能是操作运行、分析变工况性能的重要依据。
1）转速一定，流量减少，压比增加，开始增加很快，当流量减少到一定值时，压比增加的速度放慢，有的压缩机级的特性压比随流量减少甚至还下降。
2）流量进一步减少，压缩机的工作会出现不稳定，气流出现脉动，振动加剧，即出现喘振现象，对应的流量称为喘振流量。每个转速下都有一个喘振流量，不同转速下的喘振流量工况点的连线称为喘振线。在喘振线左侧为非稳定工作区，而右侧为稳定工作区。单级离心式压缩机在额定转速下，喘振流量约为额定流量的50%；多级离心压缩机额定转速下，喘振流量一般为额定流量的70%～80%。
3）流量增大的限制。在转速不变的情况下，流量加大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现所谓“阻塞现象”。有两种可能性会导致出现这种情况：一是压缩机内流道某个截面达到声速，进一步加大流量成为不可能；二是流量增加，流阻损失剧增，叶轮对气体做的功只能用来克服流动损失，而不能提高气体的压力，继续增加流量，压缩机将在“膨胀状态”下工作。
关于最大流量限制在特性线上一般不标明，可以根据具体特性来确定。按美国石油协会标准（API-617）对离心式压缩机规定如下；
额定转速下qV，max（N）=1.15qV，aN
其他转速下qV，max（N）=1.15（n/nN）qV，aN
式中，下标“N”代表额定工况。
4）转速越高，特性线越陡，由于转速升高，气流马赫数增大。因而流量变化引起的损失增加就大，从而使得特性线变陡。
5）多级压缩机特性线比单级特性线陡，同理，压缩机段的特性线叠加后得到整机特性线要比段的特性线陡，稳定工作范围小。
图8-14为压缩机的稳定工作区示意。
（2）进气条件变化对性能的影响 工艺压缩机进气条件发生变化，主要是温度、压力和相对分子质量对压缩机的性能有较大的影响。
图8-14 压缩机的稳定工作区示意图
在转速不变和体积流量不变的情况下，进气温度的变化影响进气的质量流量、压比和功率。
1）对质量流量的影响。由于进气压力和相对分子质量不变，质量流量随温度上升而下降。
2）对压比的影响。转速不变和体积流量一定时，叶轮对气体做的功不变，温度降低，压比升高，反之压比下降。
3）对功率的影响。由于叶轮对气体作的功不变，则功率和质量流量成正比，而功率和进气温度成反比。
图8-15示出了进气温度对特性线（特性线场只示意画出最低、最高转速限制线，以下几个图相同）的影响。它表明温度降低，整个特性线向左、向上移，温度升高时，整个特性线向右、向下移。
（3）进气相对分子质量的影响 因为气体常数和相对分子质量成反比，密度和气体常数成反比，因而密度和相对分子质量成正比。因此在体积流量一定时，相对分子质量增加，压力比升高，反之，压力比降低；压缩机功率和相对分子质量成正比。图8-16示出进气相对分子质量对压缩机特性的影响。
图8-15 进气温度对特性的影响
——正常条件 ——温度降低 ——温度升高
图8-16 进气相对分子质量对特性的影响
——正常条件 ——相对分子质量加大 ——相对分子质量减小
（4）进气压力的影响 图8-17示出进气压力对特性的影响。进气压力上升，体积流量和压缩机功率增加。
（5）压缩机叶轮、固定元件流道的影响 压缩机经过一段时间运转，在工作轮、叶片、固定元件壁面可能有残留物、结垢，使流道污染或阻塞，使内部密封效果变差，引起泄漏量增加。当压缩机轴承密封失效，润滑油的油雾进入叶片通道后，会加速结垢的形成。叶片被磨损或腐蚀，使流动状况变差、阻力增大、效率和压比下降。
离心压缩机级间密封效果变差，会增加流动损失，使级效率降低。泄漏量增加还会使压比下降，能耗增加。
图8-17 进气压力对特性的影响
——正常条件 ——进气压力升高 ——进气压力降低
5.透平式压缩机的调节方法
（1）压缩机和系统的联合运行 压缩机在使用时，总是和其他设备联合起来构成一个系统。通常包括进、排气管线，容器等全套设备。压缩机运行的性能与系统的特性、驱动机和传动系统有关，常把系统简化成封闭系统。压缩机入口气体压力pa，经过压缩机增加至pd，再经管道排出，压力又下降到pa。压缩机的输气量qm和系统的流量q″m应一致。经压缩机增加的气体压力恰好等于管网的阻力降，压缩机和管网就能稳定运行。压缩机和驱动机的关系也必须满足功率和转速的要求。总体来说，压缩机稳定运行条件如下：
qm=qmR
其中 Pd=PRPc=PTn=kinT
式中，PT、nT是驱动机的功率和转速；ki是传动比。
系统的特性和压缩机的特性按同一比例画在一张图上，两个特性曲线的交点恰好满足上述的要求，这就是压缩机和系统的联合运行点。如图8-18中的A点就是系统性能和压缩机在n1转速下性能曲线的交点，相应这点的流量和压力分别为qm，cA、pdA。如果系统流量下降到qm，cB，相应的压缩机排气压力应为pdB，则联合运行点为B点。压缩机的转速为n2。由于联合运行点是由压缩机性能和系统特性共同决定的，确定系统的性能对压缩机的运行是非常重要的。压缩机如果和系统不匹配，会使联合运行点偏离高效率区。如果联合运行点离喘振区很近，还容易出现喘振。
图8-18 压缩机和系统的联合运行点
系统特性是由管道和所有设备的阻力特性确定的，如由压力容器和连接管道组成的系统，其阻力特性可以用以下关系表示：
pR=pr+Aq2V （8-3）
式中，pr为容器中气体压力；qV是管网的体积流量；A为管道阻力计算系数。
可以看出，如果接管很短，容器压力高，则系统阻力主要由容器气体压力来定，即pR≈pr。压缩机在运行时要适应系统的要求。系统的要求可以分为三种类型：
1）流量可以改变，但要求气体压力维持稳定，满足这类要求的调节为定压调节。
2）压力改变时，流量维持稳定，要求调节为定量调节。
3）压力和流量按一定规律变化。
压缩机在运行时，为适应不断变化着流量或压力，压缩机也需要改变排气压力和流量，也就是要改变运行工况。改变压缩机运行工况是由压缩机本身（驱动机根据压缩机的需要随时与之相适应）和系统性能共同决定的。因此，压缩机的调节方法可以借助改变压缩机的特性曲线。又可以借助改变系统响应特性线或者两者同时改变来实现。
（2）透平式压缩机的调节方法 通常采用的调节方法分为三类；节流调节、变转速调节及变压缩机元件调节。
1）节流调节。对用交流电动机驱动的压缩机，转速一般恒定，常采用节流调节方法。节流调节又分为排气节流调节和进气节流调节两种。
①排气节流调节。在压缩机排气管上装节流阀，控制流量和系统压力。由于节流阀装在系统内，改变阀的开度，相当于改变管网的阻力特性，相应改变压缩机的联合运行工况。
图8-19示出排气节流调节。管网阻力特性I、Ⅱ相当于节流阀关小后两个开度的阻力特性。假设初始的联合运行点为S′，现系统要求气体流量减少到qmS″。但节流阀后压力仍保持pr′，只要将阀关小到相应于阻力特性的位置，联合运行点变为S″，气体流量为qmS″，压缩机排气压力为pdS″。节流阀中的阻力损失为pdS″-pr，排气阀后的压力仍为pr。完成系统的调节，开大排气阀，可以满足系统增加流量的要求，而压力维持pr不变。有时系统的阻力变化，而要求维持流量不变。例如管网要求节流阀后的压力由原来的pr′降低到p″r，如果阀的开度不变。则系统特性将由I变为Ⅱ，联合运行点将由S转移到S′，这时压缩机流量就会增加；然而这是不希望的，因此，应该将阀关小，使流量保持不变。由于关小排气阀，阀中损失加大，系统特性变为曲线Ⅲ，联合运行点还在S满足系统的要求（图8-19b）。
图8-19 排气节流调节
a）开大排气阀 b）关小排气阀
排气节流调节比较简单，但带来附加的节流损失。如果压缩机特性比较陡，调节量大，这种附加损失就大，不大经济，在压缩机调节中使用较少。
②进气节流调节。如果把节流阀装在压缩机进气管线上，称为进气节流调节。由于节流阀的开度变化，改变了压缩机的进气状态，压缩机特性也就跟着改变。图8-20示出进气节流调节。和排气节流调节不同，假设调节前压缩机特性为1，这时进口阀处于全开位置，节流阀中的损失可以忽略不计，压缩机进口压力为pa，近似认为是一水平线a-a。如果调节阀关小，进气压力pr′随流量的关系为曲线2。同一转速下的压缩机特性则变为曲线3，它可以通过作图法得到。以C点为例，先连接OB，交曲线2于B′，连接OC，过B′作直线平行于BC，与OC交于C′，即为所求的点。压缩机转速未变，从工况相似出发，当进气阀关小后，体容积流量和压比也保持不变。进气节流前后气体温度不变，则质量流量和排气压力就分别直接与进气压力成正比，即
平行线AC和A′C′证明相应线段完全满足这个条件。用同样方法可以求得相应于新的开度的特性线3。进气阀每一个开度，都有一条阻力特性线2、4等和相应的压缩机特性曲线1、3、5等，特性线1对应于进气阀全开状态。
图8-20 进气节流调节
a）开大进气阀 b）关小进气阀
如图8-21所示，用进气节流阀来完成调节是比较方便的。假设系统要求流量下降，由qmS减少到q′mS，而要求压力维持原值不变。如果阀的开度不变，压气机的压力会升高，关小进气阀，使压缩机联合运行点由S点移至S′点，就满足了对调节的要求。又假设希望在系统压力降低的情况下维持流量不变，同样通过关闭进气阀，使联合运行点S移至S″就可实现。
图8-21 节流调节能量损失比较
进气节流调节不仅简便，和排气节流调节相比要经济得多。这两种调节方法都附加了节流阀，在调节时增加了节流阀中的阻力损失，另外由于调节后的新运行工况偏离设计工况，引起压缩机内部流动损失的增加。对排气节流调节和进气节流调节都是存在的，但损失增加的程度却不一样。采用进气节流调节要经济得多。图8-22示出节流调节的功耗与流量关系。
图8-22 节流调节的功耗与流量关系
（p=255kPa、t=25℃）
进气节流调节使压缩机特性线向小流量区移，使压缩机在更小的流量范围内能稳定运行。
2）变转速调节。对汽轮机或燃气轮机驱动的透平压缩机，采用变转速调节比较合适，为了节能，许多电机驱动的压缩机也改用变频调节。压缩机转速改变，有与之相对应的特性线，变转速调节就是通过改变转速来适应系统的要求。如图8-23所示，如果原运行工况为点为S，若如果压缩机流量需要减少至qmS′，而压力需要维持不变，由于流量减少，压缩机排气压力会立即升高，装在排气管线上的压力传感器检测到压力升高的信号，传给汽轮机调节系统，减少汽轮机的蒸汽量，降低压缩机的转速，使运行点稳定在S′，满足上述调节要求。同样办法也可以来实现在系统压力变化而流量不变下的调节，以及其他调节任务。
图8-23 变转速调节
变转速的调节是最经济的方法，没有附加的节流损失，是现在大型压缩机经常采用的调节方法。
3）变压缩机元件调节。改变压缩元件的结构尺寸也可改变压缩机的特性线和联合运行点。离心式压缩机常采用可转动进口导叶和可调叶片扩压器。
图8-24示出叶片扩压器可调的两种调节方法。一种方案是压缩机采用可调叶片扩压器，工况变动后，进入离心压缩机的扩压器的气流方向发生变化，在叶片扩压器入口出现冲角。如果流量减小过多，在叶片凹面形成严重的脱离而引起压缩机喘振。在改变流量时，调节叶片的角度，以减小气流的冲角，就能改善流动情况，扩大稳定工作的范围。
另一种方案是使扩压器叶片前缘部分可转动。对要求改变流量而不改变压力情况，能很好地满足要求。但对其他调节不大合适，所以很少把它作为单独调节方法使用，而和其他方法联合使用，特别是和变转速调节联合使用，效果很好。
图8-24 叶片扩压器可调的两种调节方案
a—叶片可调扩压器 b—转动扩压器叶片前缘
6.透平式压缩机的阻塞工况与非稳定工况
前面提到了透平式压缩机的流量减少或增加到一定量时，都会出现气流的不稳定，因而相应地有最大流量和最小流量的限制。压缩机流量不稳定，是通流部分的元件和气流严重脱离密切相关的。压缩机运行中出现不稳定工况，性能将大为恶化。在失速和喘振下运行会出现严重的振动，机器不能正常工作，甚至被破坏。
（1）阻塞工况 压缩机在某转速下运行，转速不变；增加流量，当流量增加到某个流量时，压缩机性能急剧恶化，不能再继续增加流量或提高排气压力。有两种可能使压缩机出现上述现象：
1）当流量增大时，气流冲角减小，负冲角增大，使气体流动损失增加，加之流量增加，叶轮理论能量头减小，从而使有效能量头大大减少；由于气流的分离，分离区随流动增大，较多地减小叶栅出口的有效流通面积，减少叶栅的扩压作用。加上进口处负冲角的增大，叶栅进口流通面积增加，其结果是在严重的气流分离时，可以出现进口流通面积大于出口面积的情况，压缩机叶栅内的扩压流动性质可能变为收敛流动性质，这是第一种阻塞现象，即所谓压缩机不能再提高气体压力。
2）另一种情况大多发生在高转速。当流量增加，气流速度增加。叶片压力面分离严重，使叶栅喉口截面积减小，使流量增加到某个值时，喉口处气流达到声速，出现临界流动，流量达到最大值，这就是压缩机的阻塞。
阻塞流量可以通过试验和计算来确定。在试验时，加大流量，使压缩机性能开始恶化的流量，就可以认为是阻塞流量。压比-流量特性几乎是垂直下降趋势。一般压缩机特性线都不明显标明阻塞流量限，为确保运行稳定，可以根据特性线的形状大致规定最大流量限制。也可以以设计工况和有关标准为依据，规定出一定的压缩机最大流量限制范围。
（2）旋转失速（脱离）气流沿叶片速度面出现涡流区，形成附面层的脱离现象。如果这种脱离严重。就会影响到整个叶栅槽道的流动，形成对气流的阻滞作用。在实际压缩机中失速现象不是同时在全部叶片槽道中产生的，一般先在一部分槽道中发生，出现对气流的阻滞作用。
流量减小到一定程度也会出现旋转失速，流量加大，出现阻塞。旋转失速的出现，级的排气压力、速度和流量等参数会产生脉动，并对叶片产生周期性的交变作用力，导致叶片振动。如果气流激振力频率接近叶片的自振频率，就会使叶片产生共振而导致叶片的损坏。
（3）喘振 压缩机流量减少时，随着旋转失速的产生和发展，可能出现另一种不稳定工况现象。压缩机的气体流量和排气压力周期性地低频率、大振幅地波动，引起机器的强烈振动，这种现象称为压缩机的喘振。喘振时，气流波动方向是轴向的，喘振时通过压缩机的整个气体流量（或平均流量值）大幅波动，喘振频率和振幅与流道的容积大小有关。喘振频率低而旋转失速频率一般都较高。形成喘振的内在原因是气流的严重失速和扩展，外部条件是压缩机与管网联合运行工况条件。
如果引起失速的原因未消除，出现压缩机压力、流量大幅度地波动，这就是喘振。一般管网容量大，喘振的频率低，振幅大；反之振幅小，频率高。喘振可以分为弱喘振和深度喘振，它们之间没有分界线。一般出现倒流的喘振肯定为深度喘振。喘振现象通常具有如下宏观特征。
1）压缩机工作极不稳定。减少流量到接近喘振流量时，脉动加剧，时而出现时而消失，无明显规律；流量继续减少到出现喘振时，气动参数会出现周期性的波动，振幅大、频率低，同时平均排气压力下降。对深度喘振来说，由于气体从排气管网倒流进入压缩机，然后又压缩再排出，使气流温度急剧升高。图8-25示出正常工况和喘振工况时压缩机出口气流参数的示波图。
2）气流噪声。喘振伴有强烈的周期性气流噪声，甚至出现气流吼叫声。正常运转时气流的声音为哨声，到喘振前气流声音变化不大。喘振时突然出现周期性的爆声，流量继续减少，会出现轰隆声。
3）振动强烈，振幅剧增。喘振危害很大，压缩机不允许在喘振条件下运行，它可损坏密封、O形环等压缩机零部件，特别是损坏压缩机的动叶，甚至引起动、静零部件碰撞。对推力轴承产生冲击力，破坏轴承油膜稳定，损坏轴承。还可能破坏油密封系统，使油膜密封油气压差失调，造成油膜密封故障。破坏机器的安装质量，破坏各部分调整好的间隙值，甚至引起主轴的变形等。使压缩机在以后运行中的振动加剧。喘振还可能使仪表失灵或准确性降低。
图8-25 压缩机出口气流参数的示波图
a）正常工况 b）喘振工况
引起喘振的原因很多，除了内部流动情况因失速区的产生与发展引起喘振外，系统的流量、阻力的变化与压缩机工作不协调是引起喘振的重要原因。压缩机的流量等于或小于喘振流量；压缩机排气压力低于气体管网的压力。因为联合运行点是由压缩机特性线和管网特性线共同决定的，如果联合运行点落在压缩机特性线的喘振区时就会出现喘振。引起运行点变化的情况很多，凡是使压缩机特性线下移（如进气压力降低、进气温度升高、进气分子量减少等），或管网特性线上移，或者两者同时发生，或减量过多，使联合运行点落入喘振区的情况，都会引起压缩机的喘振。开车过程中速度和压力升降太快也可能引起压缩机喘振。对高压比压缩机首末级容积流量差很大，前面流道宽而后面流道很窄，开车时（升速过程），各级排气压力都不高，当转速升高到某个转速时，前面级体积流量已足够大，而后面的级有可能排不出去，形成对中间级的阻塞，压力升高，造成对这些级的背压超过该转速下的喘振点的压力而引起机器的喘振。
4）喘振的防止和抑制方法。由于喘振的严重危害性，防止和抑制喘振的发生非常重要。方法主要分为两类；一方面是在压缩机本体设计时，尽量扩大稳定工况范围，针对压缩机运行条件，在管网流量减少过多时，增加压缩机本身的流量。始终保持压缩机在大于喘振流量下运转；另一方面就是控制系统的压比和压缩机的进、出口压比相适应，而不至高出喘振工况下的压比。当系统的流量减少到压缩机喘振流量时，旁通阀打开，让一部分气体回流到压缩机入口，使实际通过压缩机的流量为大于喘振流量。(www.xing528.com)
7.透平式压缩机热力性能评估与分析
近代透平式压缩机发展的一个重要特点是高参数、高效率、单机容量大和高自动化。设备一旦出现故障，带来的损失更加严重。因此，透平式压缩机状态监测与故障诊断技术对设备的安全可靠性显得格外重要。
（1）机械状态监测与故障诊断技术 对透平式压缩机来说，通常监测的参数有：转速、振动值、转子轴位移、轴承油压、油温，润滑油系统的油温、油压、油质及消耗量等，冷却器、变速机、联轴器等有关参数。通过监测有关参数，特别是振动参数进行故障诊断，该技术称为机械诊断技术。在近代航空发动机、工业燃气轮机中，还利用润滑油中屑末收集、润滑油光谱分析、铁谱分析进行故障诊断。进行低循环疲劳和热疲劳监视、叶片动应力监测、声谱监测和故障诊断等。
（2）热力状态监测和性能评估分析（热参数诊断）重点研究和监测的参数是机器的热力和性能参数。对透平式压缩机来说，是指各段进、出口的气体压力、温度、流量及气体组分等。为了确定机器运行的热力状态，还需要根据以上监测的热力参数，以及根据经验确定的参数，通过计算获得的一些性能参数，例如：功率、效率、喘振边界等；以及根据运行工况点确定的防喘裕度。利用这些热力参数的监测结果，包括计算得到的性能参数，进行性能评估分析，称为热参数诊断技术。对压缩机运行时的热力状态、热力性能的评价及其变化趋势进行预测，并通过热力状态和热力性能的变化，预测可能出现的故障及其产生的部位，有利于压缩机的经济运行和设备安全。
故障诊断的目的是诊断出故障，辨认其类型和出故障部位，对故障的发生及其后果进行预报等。如旋转失速前兆，根据气体参数的动态变化预测旋转失速和喘振等。
（3）透平式压缩机状态监测与热参数诊断技术的任务 根据状态监测和故障诊断的目的和要求，透平式压缩机的状态监测与热参数诊断的任务如下：
1）热力状态识别和性能评估。根据状态监测参数判断、确认机器所处状态是否正常，性能是否出现衰退，以及出现变化的原因。通常在评定透平式压缩机的热力状态的完好程度时，利用直接监测得到的压力、温度、流量、转速等参数，计算出效率、功率、喘振边界等性能参数。此外，还应包括防喘裕度和推力轴承轴向推力的变化等，在状态识别和性能评估中建立适用的识别模型和评价标准。
2）预测。预测可能出现的热力状态，或性能衰退的程度和性能严重衰退的临近时间，并进行报警。在时间预测上，应能预报出性能恶化的发展速度、性能衰退造成的直接损失和间接损失。
3）性能衰退诊断。主要是对性能衰退进行分析，找出衰退发生的原因及判断衰退的程度。根据性能参数和热力状态参数的变化，去预测可能出现的性能衰退。
4）透平式压缩机热力状态监测与热参数诊断系统的组成。通常透平式压缩机状态监测与故障诊断系统由数据采集、数据处理和故障诊断系统三部分组成：
①数据采集系统。它包括传感器（压力。温度、流量。转速、振动、轴位移等）、信号调节器、数据采集、数据传输和记录等装置。数据采集系统将传感器检测到的信号，按规定顺序和时间间隔传送给记录装置。其中一部分参数可进行简单处理，当再现故障时，可将故障显示或报警的全部记录的信息，通过专门的数据传输装置和接口输入到计算机，调用状态监测与故障诊断系统软件，对数据进行处理。
②数据处理。主要包括应用软件和计算机系统，采用RS-2S2通信电缆与计算机相连，进行编辑运转定义、参考数据和机组状态操作，然后进入数据处理和绘图选择。
③故障诊断。完成要求的诊断功能。根据图形挑选出变化异常的测点，进一步分析存在的问题。
8.应用于天然气液化装置的透平式压缩机
（1）用于混合制冷循环的离心式压缩机
型号 D14R8B型离心式压缩机
吸入压力 202kPa
进口温度 24.4℃
相对分子质量 34.2
进口气体压缩系数 0.98
设计转速 8440r/min
压缩机的叶轮转子尺寸如图8-26所示。压缩机流量与排出压力、轴功率、多变压缩过程压缩热、多变效率关系见图8-27至图8-30。
图8-26 D14R8B型离心压缩机叶轮转子尺寸
图8-27 排出压力与流量的关系
图8-28 压缩机轴功率与流量的关系
图8-29 多变压缩过程压缩热与流量的关系
图8-30 多变效率和流量的关系
（2）用于LNG船上处理BOG的透平式压缩机用于LNG船的BOG压缩机如图8-31所示。LNG船在装货和运输过程中，有大量的BOG需要处理，尤其在液舱预冷和装货的过程中，会产生大量的BOG，船上需要安装有BOG压缩机。以处理不同工况下的BOG输送。
图8-31 用于LNG船的BOG压缩机
1）高负荷工况
①LNG船装货期间把BOG输送到岸上。
②初始冷却期间BOG输送到岸上。
③需要加热液舱时的BOG循环。
2）低负荷工况
①排出液舱内多余气体以维持液舱的工作压力。
②把液舱中的BOG输送到船舶动力系统作燃料。
表8-7列出用于LNG船上处理BOG的低压透平压缩机的基本参数。
表8-7 用于处理BOG的低压透平式压缩机的基本参数
注：摘自CRYOSTAR样本。
（3）大型透平式压缩机 图8-32为竖向分开型离心压缩机，图8-33示出其流量和压力范围。高压压缩机的排出压力100MPa，最大流量15000m3/h；中、低压压缩机的排出压力20MPa，最大流量80000m3/h。
图8-32 竖向分开型离心压缩机
图8-33 竖向分开型离心压缩机流量范围
（4）水平分开型透平式压缩机 图8-34为水平分开型离心压缩机，直径范围300～1400mm；最高排气压力5MPa；最大流量500000m3/h。水平分开型离心压缩机流量和压力范围见图8-35。
（5）管线压缩机PCL系列管线压缩机流量和压力范围见图8-36，直径范围300～1000mm；最高排气压力10MPa；最大流量1000000m3/h。
（6）大型透平式压缩机在天然气液化装置的应用 卡塔尔燃气（QG）Ⅱ期工程（QGII）使用的压缩机，是GE公司为LNG装置而设计的目前世界上最大的透平压缩机。虽然压缩机的结构不是全新的，但GE公司进行了一些革新，用于800万吨级的天然气液化装置。图8-37示出QGⅡ制冷系统。
图8-34 水平分开型离心压缩机
图8-35 水平分开型离心压缩机流量和压力范围
图8-36 PCL系列管线压缩机流量和压力范围
图8-37 QGⅡ制冷系统
压缩机机壳沿水平线分成两个部分，电动机/发电机驱动两个透平压缩机，一个是水平分割罩（MCL型），另一个MCL型或圆筒型（BCL），取决于压比。水平分割罩壳如图8-38所示，是为了保养的方便而设计的，移掉上半个罩壳就可以露出转子。图8-38所示。图8-39示出圆筒型压缩机内部结构。图8-40为MR圆桶型压缩机，它是GE公司建造的最大的压缩机。重达115t，单个叶轮如图8-41所示。
三元流动理论设计的叶轮采用锻造方法制造，每个叶轮的叶片用5轴磨床加工，因而避免了焊接。制造过程提供了叶片几何形状的最好控制方法，该技术增加了合金的选择范围，而不受材料是否可以焊接的限制。
9.透平式压缩机性能估算
目前，我国很多天然气液化装置采用进口的压缩机，在运行时往往需要对压缩机的性能进行简单计算，根据一些压缩机生产厂商提供的图表可以进行压缩机性能估算。本节引入了进口压缩机的技术文件中的估算方法，因为图表用的是英制单位，故继续沿用英制单位，仅供参考。
图8-38 水平分割罩壳
图8-39 圆筒型压缩机内部结构
图8-40 MR圆筒型压缩机
图8-41 单个叶轮
（1）根据图表估算 图8-42用于将标准状态流量换算到压缩机进口状态的流量。所有的离心压缩机都是以进口的实际流量为基准的。因为离心压缩机的叶轮对进口的体积、压比和比转速很敏感。图8-43是用于已知质量流量时，求进口的体积流量，也可以根据该曲线来反算质量流量。图8-44用于确定大致的排气温度。当排气温度高于400F（约205℃）的范围时，可能存在机械的和安全方面的问题，因而需要加以预先校核。该曲线压缩机效率在60%～75%之间。图8-45用于计算压缩机压头。图8-46用于确定压缩机的功率。图8-47用于效率核算。图8-48用于叶轮数的估算。图8-49用于摩擦损失的估算。
（2）按公式计算 当需要更加精确的计算压缩机的压头、功率和排气温度时，需要用计算公式进行计算。该方法适用于在没有得到气体混合物的p-h图的情况下使用，公式中所有的温度和压力均为绝对值，而流量皆为实际的体积流量。由于计算公式中用的符号与国内不大相同，故本部分仍采用原文的计算公式，公式中的物理量所采用符号和单位见表8-8。
1）进气的体积流量计算：
如果假设压缩过程是等熵的，压头计算公式如下：
由于不是按每一级叶轮计算，所以，计算的压头是整个机器的。压缩因子采用平均值。
热容比k通常由平均的吸气和排气温度来确定。
图8-42 标准状态体积流量换算到进口状态的体积流量[3]
图8-43 质量流量换算到进口状态的体积流量[3]
图8-44 计算压缩机排气温度[3]
图8-45 计算压缩机压头[3]
图8-46 确定压缩机的功率[3]
图8-47 效率换算[3]
图8-48 叶轮数的估算[3]
图8-49 摩擦损失的估算[3]
a）轴承摩擦损失 b）油密封摩擦损失
表8-8 压缩机计算中的物理量及其符号和单位[3]
2）按等熵过程，压缩机的压头、功率、理论排气温度、实际排气温度的计算
①压头计算
或
②压缩功率计算
③理论排气温度计算
④实际排气温度计算
3）按多变过程计算。也可以用多变过程来代替等熵过程，其效率定义为
由图8-47可以查得多变效率和等熵效率之间的换算。
多变压缩的压头和功率计算的公式如下：或
因此，多变压缩过程和等熵压缩过程的压头可以通过下式来关联：
4）机械损失。当气体压缩的功率确定以后，由于轴承、密封及加速齿轮内的摩擦造成的功率损失必须增加进去。图8-49所示为常规的多级单元对应的轴的转速和机壳尺寸下的摩擦损失。轴承和密封的摩擦损失可以近似的用Scheel方程计算得到，即
机械损失=ig
制动功率的计算如下：
Bhp=Ghp+机械损失
5）压缩机转速。用于估算离心式压缩机转速的基本方程如下：
式中，nstage是压缩机的级数。
要计算每一级最大压头，可以使用以下的基于相对分子质量的方程：
Hmax/stage=15000-15000（MW）0.35（8-19）由式（8-19）可以得出；当MW=30时，压头为10000ft（3048m），而当MW=16时，压头为11000ft（3344m）。
（3）p-h图 如果有气体的p-h图（图8-50），可以使用以下步骤：对于给定的入口条件，比焓可以表述为p-h中的点1；从点1开始沿等熵线到达需要的排气压力p2，确定等熵排气的状态点2，由此两点可以由下式计算等熵焓差：
Δhis=h2is-h1 （8-20）
图8-50 p-h图
计算排气点的比焓h2为
实际的排气温度也可以由p-h图得到。所需的功率也可以由计算得到。而由图8-48和公式可以估算出转速及所需要的叶轮数。
如果要换算到多变压头，需要假设一个多变效率。图8-47给出了相应的等熵效率，可以通过方程
来确定。
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