汽耗率表示汽轮机的经济性．汽耗率，它表示单位轴功率所消耗的蒸汽量。
实际上用的汽轮机汽耗率是用实验或计算的方法求得。
汽轮机的机械效率反映了汽轮机在机械方面的工作效能，它是轴功率和内功率之比，一般为0.96~0.995。
第三节 离心式压缩机、汽轮机运行有关概念
一 临界转速
我们知道，任何一个振动系统都有自己固有的自振频率，在一个初始干扰力作用以后就会以一种固有的振动频率产生振动。如果一个周期性的干扰力是自始至终作用在系统上，就会迫使其作强迫振动，振动的频率等于干扰力的频率。如果干扰力的频率恰好等于系统的自振频率，那么振动将随时间的增加而迅速增加，在无阻尼的情况下，振幅会无限的增加下去，这种现象就是共振。压缩机转子就是一个共振系统，本身有自己的固有自振频率。在运转的过程中总会受到一些干扰力的作用，如气流力、增速器传动齿轮的作用力、相邻气缸转子不对中时联轴节传来的作用力以及转子本身残余偏心产生的旋转离心力等，这些力都是周期性的，并会以一定的频率作用在转子上。在这些干扰力中转子残余偏心产生的离心力对横向振动影响最大。这个离心力与转速的平方成正比，使转子做横向强迫运动。其振动频率恰好等于ω。当转子达到某个转速，这种强迫振动频率恰好等于转子自振频率或是其整倍数时，就发生共振，振幅就随时间的增加而迅速增加，这个转速就是转子的临界转速。
图13
转速在第一临界和第二临界转速之间的转子称为柔性轴，工作转速低于低于第一临界转速的转子为刚性轴。美国API标准对临界转速以及运行转速和临界转速之间的隔离裕度有严格的规定说明。
由于在临界转速下运转时转子振动振幅很大，工作不稳定，所以如果运行时间较长，会引起轴和密封损坏及动、静部件相碰等严重事故。因此不允许转子在临界转速附近的转速范围内运行。对柔性轴来讲，开车时必须迅速越过临界转速，这样才不会发生危险。
二 旋转脱离、喘振
离心压缩机的运行有一定的稳定工作区。由于实际上常在变工况下运行，有时就会偏离工作区运行而出现异常现象，从而对机器设备造成危害。比如当气流小于一定值时，会发生旋转脱离，此时工况将是不稳定的；如进一步减少流量，则会发生喘振，这时会产生强烈的气流脉动和周期性震荡；当流量增大到一定值时，又会出现堵塞或滞止工况，这时流量不可能再增加。由于喘振在以后大机组运行时最重要的，我们将较多地介绍其有关内容。下面就对旋转脱离、喘振分别予以介绍。
1 旋转脱离
离心压缩机在设计工况运行时，气流的流动方向与叶片的安装角基本一致，无论是叶轮还是叶片扩压器，气流均能顺利地进入流道，不出现（或略微产生）边界层分离现象，如图6-14所示。当流量增大时，进气角增大，如图所示，气流射向吸力面，在工作面上将产生气流边界层分离现象。由于工作面出口处速度增加，压力降低，使边界层分离现象有些收缩，而不扩大，在这种情况下，工况仍然是稳定的。
但当流量减小时，进气角随之减小，这时气流射向压力面，在吸力面上将产生边界层分离现象；同时由于吸力面出口处，速度降低，压力增加，存在逆向压力差，从而使分离区进一步扩大，如图所示。当流量小于一定值时，分离区会很快扩大，甚至充满某几个叶道，这时局部流通面积堵塞，气流不能顺利流过叶道，甚至局部出现倒流，工况将出现不稳定现象，这种现象称作失速。
图14 变工况时流道中的分离现象
由于气流的不均匀性以及叶片几何参数不可能完全相同（由于叶片型线加工情况和安装情况不可能完全相同），当流量小到一定值时，叶道中气流边界层的分离不可能在所有叶片表面上一下子同时发生，而总是在一个或几个叶片上首先发生，形成了一个或几个脱离团。如图15所示，假定叶道Ⅱ最先产生脱离团，因而流入该叶道的气流受到阻碍，而向相邻叶道偏转，使流入叶道Ⅰ的气流角增大，流向叶道Ⅲ的气流角减少，于是解除了叶道Ⅰ内的气流脱离，而使叶道Ⅲ内出现脱离团。流入叶道Ⅲ的气流中又将发生偏转；偏转的气流不断使它前面的叶道解除脱离，而使后面的叶道形成脱离，出现脱离团的传播。脱离团相
对叶轮来说，是和叶轮旋转方向相反的方向旋转移动，但由于旋转移动速度小于叶轮旋转速度，所以在绝对运动中，分离团移动方向与叶轮旋转方向相同，这种现象称作“旋转脱离”。
图15 旋转脱离的形成
扩压器中也同样存在旋转脱离。带叶片扩压器的压缩机，一般是在叶片扩压器中最先发生旋转脱离，如果是无叶扩压器，则在工作叶轮中先出现旋转脱离。 旋转脱离现象的出现，使级进出口压力、流量等参数产生强烈脉动，且对叶片产生了周期性的交变作用力，导致叶片振动。
2 喘振 (1) 喘振的概念
喘振是离心式压缩机本身固有的特性，而造成喘振的唯一直接原因是进气量减小到一定值。
从前面我们已经知道，当气量减小到一定程度时，就会出现旋转脱离，如这时 进一步减小流量，在叶片背面将形成很得的涡流区域，气流分离层扩及整个通道，以至充满整个叶道，而把流道阻塞，气流不能顺利的流过，这时流动严重恶化，压缩机的出口压力会突然大大下降，由于压缩机总是和管网系统联合工作的，这时管网中的压力不是马上减低，于是管网中的气体压力就反大于压缩机的出口处的压力，因而管网中的气体就倒流向压缩机，一直到管网中的压力下降到低于压缩机出口压力为止，这时倒流停止，压缩机又开始向管网供气，经过压缩机的流量又增大，压缩机又恢复到正常工作。但当管网中的压力恢复到原来压力时，压缩机的流量又减少，系统中的气流又产生倒流，如此周而复始，就在整个系统中产生了周期性的气流振荡现象，这种现象就称作“喘振”。
喘振现象不但和压缩机中严重的旋转脱离有关，还和管网系统有关。管网的容量越大，则喘振的振幅越大，频率越低。喘振的频率大致和管网容量的平
方根成反比。
(2) 喘振的现象及判断
机组喘振时，压缩机和其后的管道系统之间产生一种低频高振幅的压力波动，整个机组发生强力的振动，发出严重的噪音，调节系统也大幅度的波动。一般根据下列方法判断否进入喘振工况.
A 监测压缩机出口管道气流噪音。正常工况时出口的声音是连续且较低的，而接近喘振时，整个系统的气流产生周期性的振荡，因而在出口管道处声音是周期性的变化，喘振时，噪音加剧，甚至有爆音出现。
B 观测压缩机流量及出口压力的变化。离心式压缩机稳定运行时其出口压力和进口流量变化是不大的，是脉动的：当接近或进入喘振工况时，二者的变化很大，发生周期性大幅度的脉动。
C 观测机体和轴振动情况。当接近或进入喘振工况时，机体和轴振动都发生强烈的振动变化，其振幅要比平常运行时大大增加。
(3) 喘振的危害
喘振是离心式压缩机性能反常的一种不稳定运行状态。发生喘振时，表现为整个机组管网系统气流周期性的振荡。不但会使压缩机的性能显著恶化、气流参数（压力、流量）产生大幅度脉动、大大加剧了整个压缩机的振动，还会使压缩机的转子及定子元件经受交变动应力，级间压力失调引起强烈的振动，使密封及轴承损坏，甚至发生转子及定子元件相碰、压送气体外泄、引起爆炸等恶性事件，因此在操作中必须避免在喘振工况下运行。
(4）喘振的基本原因
实际运行中引起压缩机喘振的原因很多，但基本原因上不外乎下属两种： 第一种：运行流量小于喘振流量，诸如生产减量过多、吸入气源不足、入口过滤器堵塞、管道阻力大、叶轮通道或气流通道堵塞等。
第二种：压缩机的出口压力低于管网压力。诸如管网阻力增大、进气压力过低、压缩机转速变化等。压缩机的出口压力低于管网压力，就会导致压缩机的运行工作点向小流量区域移动，从而进入喘振工况。这与前面提到的“造成喘振的唯一直接原因是进气量减小到一定值”并不矛盾。
(5) 喘振曲线和防喘振曲线
由于对每一转速，压缩机都有对应的喘振流量，小于喘振流量，压缩机即发生喘振，我们将各转速下所有的喘振点连接起来（特性曲线上的喘振点连接起来），既可以得到一曲线，即为压缩机的喘振曲线，如图16所示。
图16 喘振曲线和保护曲线示意图
因此，千万不要让压缩机在图示的喘振区内运行。这将通过防喘振控制系统来实现。后面介绍。
喘振曲线通常呈抛物线形，而考虑了防喘振裕度后，就可以在其右边画出一条与喘振曲线相近的一条线，这就是保护曲线，或叫防喘振曲线。保护曲线没有必要与喘振曲线完全相似，或由喘振曲线平移来获得，而只要能保证压缩机在正常运转范围内有合适的裕度即可。这就使得防喘振控制系统仪表的配置和选用变得极为简单，并更具灵活性。
在某一转速下，压缩机的实际流量与该转速下的喘振流量之比叫防喘振裕度。裕度太大，则功率耗量增加，经济性差，太小是则离喘振点太近，安全性差。一般防喘振裕度控制在110~125%左右。在决定裕度大小时，还应把调节仪表的误差和滞后因素考虑进去。
三 离心式压缩机的性能曲线、压缩机与管网联合工作 1 离心式压缩机的性能曲线
压缩机在运行时工况不断变化，压缩机必须改变流量、压力等参数以满足要求。在一定转速下，把不同流量时的排气压力（或压力比）、功率和效率用曲线表示出来，这些曲线就称为压缩机的性能曲线。图17所示的是压缩机性能曲线示意图，该图表示的仅为某一转速下的压缩机性能曲线。在不同的转速时，可以得到不同的性能曲线，如下图18所示。