磁懸浮流體機械喘振控制研究

關旭東 周瑾 金超武 徐園平 唐茂 崔恒斌

摘要 針對磁懸浮流體機械喘振問題，依據流體機械系統喘振狀態時質量流量和壓升的波動，采用基于質量流量的喘振控制策略。具體來說，利用喘振控制器求出葉輪軸向調節間隙值，并作為懸浮位置參考信號輸入至軸向磁懸浮軸承閉環控制系統中，從而在軸向磁懸浮軸承系統作動下改變磁懸浮流體機械轉子軸向位置，即改變葉輪葉尖間隙，以實現喘振的主動控制。仿真結果表明，當施加喘振控制時，可以擴展流體機械的穩定運行范圍，由未控制下的15.5%節流閥開度擴展至喘振控制下的14%。通過模擬激振的方式辨識了喘振頻率，并研究了PID控制器中控制參數對喘振控制性能的影響規律。

關鍵詞 喘振控制; 磁懸浮流體機械; 磁懸浮軸承; 質量流量

引 言

當流量減少至臨界穩定狀態時，透平式流體機械會發生一種低頻、大幅度的振動，該現象稱為喘振［1］。磁懸浮流體機械也會發生喘振，能在極短的時間內損害流體機械，嚴重危害設備的正常運行。目前，針對喘振的解決辦法大體包括喘振避免［2］和喘振控制［3］。前者的優點為結構相對簡單、成本較低且運行可靠，但其縮小了流體機械的工作區域，犧牲了流體機械性能。后者則可規避前者的缺點，通過控制手段對喘振導致的流體波動予以補償，穩定流體機械系統的流場狀態，但執行機構響應時間一般較長。

實施喘振控制前需要對流體機械系統進行建模研究，可為喘振的機理及喘振控制提供前提。Badmus等［4］將流體機械系統的數學模型分成兩類：一維模型與二維模型。前者可適用于預測流體機械喘振，后者則適用于流體機械的喘振與失速。通常，流體機械喘振失穩的數學模型采用第一種形式，而失速則一般發生在軸流式流體機械中，故多采用第二種形式。Emmons等［5］采用一維線性化模型研究壓縮機系統穩定性，類比亥姆霍茲共振器，從而得到喘振的初始狀態。Greitzer［6］針對軸流式壓縮機系統采用非線性的集總參數模型，隨后，Hansen等［7］將該模型應用至離心式壓縮機中。Gravdahl等［1］在Greitzer模型的基礎上，通過歸一化避免了將額外的非線性引入系統，且模型方程平衡了轉軸上的扭矩。針對二維模型，Moore等［8］研究了軸流式壓縮機中不可壓縮流動狀態的旋轉失速。隨后，Ishii等［9］與Feulner等［10］將該二維模型用于可壓縮流動狀態。杜毅等［11］提出以電機轉速和管道出口壓力分別作為控制量和控制對象的風機管道模型，相比于原Greitzer模型，改進模型在計算管道出口壓力時更精確。由于Greitzer模型具有結構簡單及模型階次低的優點，因此，其在喘振控制中的應用較為普遍，包括線性［12］與非線性控制［13］。Senoo等［14?15］改變離心式壓縮機葉輪葉尖和蝸殼之間的間隙，研究其對壓縮機性能的影響，在此基礎上，文獻［16?17］將Greitzer模型應用于磁懸浮壓縮機中，并建立了調節管道壓力的線性化模型。Yoon等［18］利用實驗測試數據驗證了磁懸浮壓縮機系統數學模型，并通過實驗辨識得到壓縮機系統模型中的參數。Yoon等［19］將壓縮機管道模型引入原始Greitzer方程，分析了壓縮機壓升對葉輪軸向間隙擾動的響應。

在傳統流體機械的喘振控制中，通常采用的防喘振方法為固定與可變極限流量法［20］。通常，前者會降低流體機械的效率，而后者相對復雜且穩定性差。

Spakovsky等［21］和Wang等［22］以主動磁懸浮軸承（Active Magnetic Bearing， AMB）作為作動器，通過調整軸流式壓縮機徑向葉輪葉尖間隙對失速進行控制。Sanadgol等［23］指出磁懸浮壓縮機中的喘振控制是利用軸向AMB系統調節葉輪的間隙來實現的，采用的物理機制是壓縮機特性對葉輪葉尖間隙的敏感性，控制器的設計目標是系統運行軌跡保持在壓縮機特性曲線上，從而確保葉輪的零穩態偏移并保持壓縮機的效率，但其研究只限于仿真分析?；诖艖腋嚎s機試驗臺［24］，Yoon等［25］采用軸向AMB調節葉輪葉尖間隙驗證了喘振控制的有效性。Yoon等［26］基于具有可變葉輪葉尖間隙和管道聲學特性的增強型壓縮機系統模型，設計了磁懸浮壓縮機喘振控制器，該喘振控制方法基于壓縮機實驗裝置推導并實現，實驗測試結果表明所提出的方法能夠在不穩定的喘振區域運行時使壓縮機系統穩定，從而將穩定流量范圍擴大了21％以上。在磁懸浮流體機械喘振控制中，研究者還比較了多種流量估算方法對喘振控制的影響效果，結果表明控制器和流量觀測器的最佳組合能夠更大地擴展壓縮機的運行范圍［27］。此外，針對磁懸浮流體機械喘振控制器的設計，研究者分別成功運用了反步控制［28］、滑模控制［29］、分數階控制［30］與H∞魯棒控制［31］等方法。唐茂等［32］針對磁懸浮壓縮機的喘振問題，分別采用了基于質量流量與輸出壓力的控制方法，仿真表明所采用的方法能夠有效擴大壓縮機的穩定運行范圍。在此基礎上，Guan等［33］將磁懸浮壓縮機模型與磁懸浮軸承轉子試驗臺進行聯合，以獲得半實物模擬喘振控制平臺，分別驗證了不同轉速和參考調節軌跡下的模擬喘振控制效果。Ma等［34］考慮AMB控制系統的不確定性，針對軸向磁懸浮軸承轉子系統設計了μ綜合魯棒控制器以抑制喘振引起的振動，并提出變平衡位置點的喘振控制策略，通過手動調節軸向平衡位置獲得了抑制喘振的效果。

本文針對磁懸浮流體機械喘振問題，采用質量流量喘振控制策略，并基于PID控制器進行了磁懸浮流體機械喘振控制仿真。

1 流體機械系統Greitzer模型

采用方程階次相對較低、結構簡單的Greitzer模型，在此基礎上，引入磁懸浮軸承系統以進行喘振控制研究。以離心式壓縮機系統為例，圖1為流體機械系統簡圖，包括壓縮機、管道、氣室與節流閥。

圖1中的符號均為無量綱，Ψ和Φ分別代表無量綱壓升和質量流量；下標“c”，“p”和“th”分別代表壓縮機、氣室和節流閥。無量綱壓升與質量流量分別表示為：

式中 ?p=pc-po1為壓強增量（pc與po1分別為壓縮機出口壓強和進口大氣壓）；?為有量綱質量流量；U和Ac分別為葉輪葉頂線速度和管道橫截面積；ρo1為空氣密度。

通常，壓縮機系統Greitzer模型［6］表示為：

式中 ωH為亥姆霍茲頻率；B為Greitzer穩定參數；τ?為時間常數；Ψc，ss為在設計間隙下的無量綱壓升。在Greitzer模型中，依據流體動量守恒定律得出Φc和Φth的微分方程，依據質量守恒定律得出Ψp的微分方程，Ψc的微分方程可表示特性曲線上工作點的動態壓縮特性。

亥姆霍茲頻率ωH與流體機械喘振頻率大小相關，可表示為：

式中 ao1，Vp和Lc分別為壓縮機入口聲速、氣室容積和管道長度。

式（3）中的常數G和Greitzer穩定參數B分別為：

式中 Lth與Ath分別表示節流閥的長度與橫截面積。

當管道長度遠大于節流閥流道長度時，常數G約等于零。當忽略時間常數時，則得到式（3）中的Greitzer模型為：

在亞聲速流動條件下，可利用節流閥開度uth和氣室壓升Ψp表示節流閥質量流量：

式中 cth為節流閥系數。

通常由式（8）繪制的曲線稱為載荷曲線或負載曲線，通過實驗改變節流閥開度uth并測試壓升與質量流量，可計算節流閥系數cth。

喘振點將流體機械的特性曲線分為兩部分，分別為穩定運行區域和非穩定區域（喘振區域），前者通過實驗測試得到，后者通過理論公式進行預測。

通過實驗測試，流體機械的特性曲線可根據如下所示多項式進行擬合［35］：

式中 φc為壓縮機的壓比pc/po1；φc0為流量等于零時的壓比pc0/po1。系數H和W可根據實驗測試得到的壓升和質量流量計算獲取。此外，式（9）中第一項為穩定運行區域特性曲線表達式，第二項為非穩定區域特性曲線表達式。

本文喘振控制仿真中，選用的流體機械為美國Honeywell公司生產的GT70單級離心式壓縮機［36］，將其相關的主要參數列于表1中。將表1的相關參數代入式（9）中，可得到壓縮機特性曲線的表達式：

將表1中參數代入式（1）和（2）可得：

將式（11）代入式（10）中，可得無量綱特性曲線的表達式：

結合無量綱特性曲線式（12）和載荷曲線式（8），繪制壓縮機無量綱特性曲線與負載曲線如圖2所示。圖2中，特性曲線與負載曲線的交點稱為工作點。特性曲線上斜率為零的點為喘振點，在喘振點左側，壓升隨著質量流量的增大而增大，表現為喘振失穩且會出現喘振環。在喘振點右側，壓升隨著質量流量的增大而減小，為穩定運行狀態。當節流閥開度uth=16%時，壓縮機的工作點處于臨界穩定狀態，隨著節流閥開度繼續減小便會出現喘振現象。當發生喘振時，壓升與質量流量均表現為周期性的振動，則會出現如圖2所示的喘振環。當持續關閉節流閥，則會出現更大的喘振環，此時喘振程度加深，振動幅值變大。對比圖2中15%，13%和11%三個不同節流閥開度下的喘振環，當開度減小至一定程度時（如開度為11%和13%），流量出現了負值，此時的喘振程度已經非常劇烈。

以圖2中喘振狀態下的節流閥開度為例，將三個開度對應的無量綱壓升與質量流量的時域振動曲線繪制于圖3中。由圖3可知，壓升與質量流量為同頻率振動。此外，還可以看出，壓升和質量流量的相位相差約82°，因此也導致了在特性曲線上表現為圓環。

2 葉尖間隙調壓模型建立

磁懸浮流體機械喘振控制的本質是利用AMB作為作動器，控制流體機械葉輪與蝸殼間的軸向間隙，進而調整流體機械的流場分布以實現喘振控制。圖4所示為磁懸浮流體機械中通常采用的半開式葉輪和葉輪葉尖間隙示意圖，本文忽略葉輪背部變化對流體機械系統的影響。然而，如何使用AMB這一作動器控制葉輪的位置是喘振控制中的關鍵環節。

流體機械的性能和效率高度依賴于葉輪葉尖間隙，葉尖間隙對流體機械壓力調節起到了關鍵作用，通常將葉尖間隙的變化與流體機械效率聯系起來。本文采用基于葉尖間隙的調壓模型，以壓縮機效率變化為基礎。本文仿真中選用公稱葉尖間隙cln為0.6 mm，葉輪出口處的葉片高度b2為8 mm。

為了簡化表達，將實際效率η表達為與葉尖間隙變化量δcl相關的形式［16］：

式中 ηn為設計效率，δcl = cl-cln，k0=0.251+0.25clnb2。

在等熵和理想氣體條件下可得：

式中 γ為絕熱指數。

當δcl=0時，壓比φc，ss=pc，ss/po1。結合壓差公式，推導得出無量綱壓升關于壓比的函數為：

因此，當δcl =0時：

將式（14）代入式（15）中得到：

將無量綱穩態壓升表達式（16）代入式（17）中，可得無量綱壓升Ψc關于Ψc， ss和δcl的函數為：

在后續喘振控制仿真中，可根據式（18）指導磁懸浮軸承作動器調節葉輪軸向懸浮位置。

根據式（18）繪制如圖5所示的不同葉輪葉尖間隙對特性曲線的影響曲線。其中，圖5（a）為三維曲線圖，圖5（b）為5個不同間隙下的壓縮機特性曲線圖。由圖5可知，質量流量一定時，葉輪葉尖間隙越大則壓升越小，這是由于間隙泄漏增大導致效率降低。

3 系統模型線性化分析

第2節中式（14）為壓縮機葉輪葉尖間隙調壓模型的非線性化形式，同時，前文介紹的Greitzer模型也包含非線性項。為了使控制問題得到簡化，有必要對兩者進行線性化。

3.1 調壓模型線性化

在δcl = 0處，對式（14）中的1/（1+k0δcl / b2） 進行泰勒展開：

式中 kcl=γγ?1k0b2φ1γc，ss（1?φγ?1γc，ss）。

將式（19）中φc與φc，ss進行無量綱化，得到：

定義調壓模型線性化后的誤差為：

式中 Ψ'c為線性化調壓模型的壓升；Ψc為未線性化調壓模型的壓升。

將調壓模型線性化誤差el隨質量流量和葉輪葉尖間隙的變化繪制于圖6中，其中，葉輪葉尖間隙變動范圍設置為±70%，質量流量變動范圍設置為-0.2～0.6。在給定的葉輪葉尖間隙和質量流量波動范圍內，誤差el均較小，其范圍約在0.03%以內。線性化誤差整體較小，表明線性化模型可以代替原始非線性模型而不會損失精度。此外，由式（18）和（20）可知，在δcl = 0情況下，模型線性化前后的壓升大小相等，得到如圖6中所示的零誤差線。

將線性化模型與原始非線性化模型下的特性曲線分別繪制于圖7中，其中5對特性曲線均具有較高的重合度，即誤差很小，尤其在公稱葉尖間隙下誤差為零。隨著葉尖間隙相對公稱葉尖間隙變大時，誤差才逐漸有所變大，但仍然可忽略不計，正如圖6所示的誤差在較大范圍內處于0.03%以內。因此，線性化之后的高精度可以保障后續控制器設計的順利實施。

將線性化后的葉輪葉尖間隙調壓模型代入Greitzer模型，得到含線性化調壓模型的Greitzer模型為：

3.2 Greitzer模型線性化

雖然式（22）中的Greitzer模型包含線性化的葉尖間隙調壓模型，但是整個系統模型仍是非線性的。

當δcl = 0時，在給定的節流閥開度ueq下，特性曲線和負載曲線的交點稱為工作平衡點（Φeq， Ψeq）。定義狀態變量ζi為：

在工作平衡點（Φeq， Ψeq）處，將式（23）的導數泰勒展開并代入式（23）。不計二階及以上的高階項，得到如下所示線性化系統模型：

式中 狀態變量和系數矩陣分別為：ζ=[ζ1ζ2]和

式（24）中，將無量綱特性曲線表示為：

式中 a，b，c和d為特性曲線多項式系數。

依據線性化的Greitzer系統模型，以不同節流閥開度為變量，繪制系統的極點變化軌跡如圖8所示。

由圖8可知，對于二階線性Greitzer系統，每個壓縮機運行狀態下均對應有一對極點。當節流閥開度逐漸減小時，系統的極點開始向右移動，開度減小至15%時開始出現了臨界狀態的極點。當節流閥開度大于15%時系統穩定，而小于15%則表現為失穩狀態。

4 質量流量反饋的喘振控制

施加喘振控制是為了使流體機械系統能夠保持穩定運行，從而使工作點處在特性曲線上。特性曲線上主要有兩個變量，分別為壓升和質量流量。壓升隨節流閥開度的變化有增有減，而質量流量隨節流閥開度的減小而減小。因此，選取后者為反饋變量實施喘振控制。

4.1 喘振控制策略

令壓升和質量流量的誤差為：

基于質量流量反饋的控制策略為：

式中 kp表示比例系數。

4.2 考慮軸向AMB系統的喘振控制

喘振控制實施的具體步驟為：利用喘振控制器并結合質量流量反饋信號，計算軸向磁懸浮軸承控制系統參考位置；將軸向參考位置輸入AMB閉環控制系統，進行考慮實際作動器性能的計算，獲得壓縮機實際葉輪葉尖間隙的變化量；將間隙變化量輸入至壓縮機系統進行動態調整，從而影響壓縮機系統中壓升和質量流量的變化。上述過程即為喘振控制的一個閉環周期，如圖9所示為基于質量流量反饋的喘振控制原理框圖。在圖9中，將喘振控制器計算的葉輪調整間隙量作為參考信號輸入至懸浮控制器中，從而通過懸浮控制器參考位置的改變而改變轉子軸向位置。軸向AMB采用環形單極結構，其主要參數如表2所示。

圖9中AMB閉環控制系統模型的Bode圖如圖10所示，該模型通過將五自由度磁懸浮軸承轉子系統靜態懸浮后對軸向AMB閉環控制系統進行掃頻得到［35］。

將PID控制器作為喘振控制器，對磁懸浮流體機械喘振控制進行仿真分析。其中，比例系數、微分系數和積分系數分別以kp，kd和ki表示，喘振控制仿真中，三者取值分別為10，0.2和0.5。

當節流閥開度分別為15%和14.5%時，得到如圖11和12所示的喘振控制前后對比結果。其中，圖11（a）和12（a）為給定的節流閥開度，圖11（b）和12（b）以及圖11（d）和12（d）分別為給定節流閥開度下壓縮機壓升和質量流量曲線，并給出了施加和未施加喘振控制的對比結果。圖11（c）和12（c）給出了特性曲線、給定節流閥開度下的負載曲線、喘振控制與未控制時的喘振環。

在圖11和12中，未施加喘振控制時，壓升和質量流量出現了正弦波動，在特性曲線上表現為喘振環的形式。節流閥開度越小，振動的幅值越大。施加喘振控制后，壓升和質量流量在小幅度波動后可快速達到穩定狀態，調節時間在0.14 s以內且開度越小調節時間越長。在穩定狀態下，壓縮機的工作點為特性曲線和負載曲線的交點，圖11和12中的最終穩定工作點分別為（0.295， 2.680）和（0.285， 2.674）。

圖13對比了喘振控制器未施加與施加情況下，壓升和質量流量隨節流閥開度變化的頻譜圖。仿真中，以0.5%的節流閥開度為步長，仿真分析10%～20%節流閥開度范圍內的控制效果。由圖13可知，在未施加喘振控制情況下，當開度為15%時便會出現壓升與質量流量的波動。然而，在控制情況下，當開度為13.5%時才開始出現壓升與質量流量的波動，即發生喘振。因此，當施加控制時，可以擴展流體機械的穩定運行范圍，由未控制下的15.5%開度擴展至控制下的14%。此外，由圖13可以看出，喘振振動的頻率約為24 Hz，后續會針對喘振頻率進行辨識研究。

為了更深入地對磁懸浮流體機械的喘振控制進行研究，后續分別針對喘振頻率辨識和喘振控制器中不同控制參數進行控制規律研究。

4.3 喘振頻率辨識

為了對流體機械系統進行喘振頻率的辨識，仿真測試了葉輪葉尖間隙擾動對壓升的動態影響。對于小幅值正弦掃頻輸入，分析了壓升信號對葉輪葉尖間隙擾動的頻率響應。圖14給出了正弦掃頻原理框圖，在葉輪懸浮位置輸入小幅值、變頻率正弦信號，頻率步長設置為1 Hz，喘振控制器控制參數為kp=1，ki=0，kd=0，采集壓縮機系統的壓升信號。

如圖15所示，在線性系統中，壓升信號響應頻率與輸入擾動頻率之間存在較強的對應關系。圖15中的壓升信號雖然也表現出了微弱的2倍頻分量，但相對于同頻分量可以忽略。

通過不同頻率的小幅值正弦信號擾動，得到如圖16所示的不同節流閥開度下的Bode圖?？梢钥闯?，開度為20%，30%和40%狀態下表現為過阻尼狀態，而圖16中其他開度下則可以展現出明顯的喘振頻率。當節流閥開度為16%，17%和18%時，在25 Hz附近為壓力波動峰值，由此判斷，該頻率為喘振頻率，與仿真中亥姆霍茲頻率ωH的理論設定值161.36 rad/s（25.68 Hz）基本一致。同樣，實際工業現場也可根據此方法以判斷磁懸浮流體機械的喘振頻率。然而，由圖16還可以看出，當開度為15%時，喘振頻率為24 Hz，這是由于16%的節流閥開度為壓縮機臨界穩定開度，而開度為15%時已經發生了喘振。喘振頻率隨著節流閥開度的變化而發生少許變化是可以接受的，工程實踐中的喘振頻率在小范圍內波動也是合理的。

4.4 喘振控制器不同控制參數的影響研究

以PID喘振控制器為例，分析各控制參數的影響。圖17所示為控制器中比例系數kp對壓縮機系統壓升與質量流量的影響曲線。在仿真中，為了觀察比例系數kp的作用，將微分系數和積分系數均設置為0，并將節流閥開度設置為14%（喘振狀態）。通過將比例系數由0逐漸變化至10，進行多組仿真得到如圖17所示結果。圖17中，當kp=7.0時停止喘振?？梢钥闯觯S著比例系數kp的增大，壓升與質量流量的波動幅值近乎線性減小，最后喘振波動逐漸消失。

圖18為控制器中微分系數kd對壓縮機系統壓升與質量流量的影響曲線。在仿真中，為了觀察微分系數kd的作用，令比例系數kp=1、積分系數ki=0，并將開度設置為14%（喘振狀態）。通過將微分系數由0逐漸變化至0.15，進行多組仿真得到如圖18所示結果。圖18中，當kd=0.075時停止喘振。可以看出，當僅有kp=1作用時，不能有效地控制喘振狀態，而隨著微分系數kd的增大，壓升與質量流量的波動幅值近乎線性減小，最后喘振波動逐漸消失。

圖19所示為控制器中積分系數ki對壓縮機系統壓升與質量流量的影響曲線。在仿真中，令比例系數kp=0.5、微分系數kd=0.2，并將節流閥開度設置為14%（喘振狀態）。可以看出，隨著積分系數ki的增大，壓升與質量流量均未出現明顯變化，這是由于此時在比例系數和微分系數的作用下系統已經處在穩定狀態。因此，積分系數僅僅起到將靜態誤差減小的作用。

圖20所示為在圖19情況下，葉輪葉尖間隙調節位移隨積分系數ki變化的曲線。隨著積分系數ki的增大，調節位移量逐漸變大，用以抵消質量流量的靜態誤差。

綜上所述，三個控制參數的調節直接影響喘振控制效果。其中，比例系數和微分系數起到穩定流體機械運行狀態的關鍵作用，而積分系數在系統穩定的前提下，可使質量流量的靜態誤差進一步減小。

5 結 論

依據流體機械系統Greitzer模型，得到了葉輪葉尖間隙調壓模型。為了便于控制器設計與控制分析，對非線性模型進行了線性化處理，在設定的調節間隙內誤差僅在0.03%以內。采用了質量流量的反饋控制方法，將軸向AMB系統作為作動器進行喘振控制仿真。仿真結果表明，在給定PID喘振控制器控制參數下，擴展了流體機械的穩定運行范圍，穩定狀態由未控制下的15.5%節流閥開度擴展至喘振控制下的14%。仿真測試了葉輪葉尖間隙擾動對壓升的動態影響，分析了壓升信號對葉輪葉尖間隙小幅值正弦掃頻擾動的頻率響應，辨識得出流體機械系統模型的喘振頻率約為25 Hz，與理論設定的亥姆霍茲頻率ωH數值161.36 rad/s（25.68 Hz）基本一致。為更深入地對磁懸浮流體機械的喘振控制進行研究，針對PID喘振控制器中不同控制參數進行了研究，研究結果表明，隨著比例系數kp和微分系數kd的增大，壓升與質量流量的波動幅值近似線性減小，最后喘振波動逐漸消失，而積分系數僅起到將靜態誤差減小的作用。

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Surge control of magnetic suspension fluid machinery

GUAN Xu-dong 1 ?ZHOU Jin 2 ?JIN Chao-wu 2XU Yuan-ping 2TANG Mao 3CUI Heng-bin 2

1. Department of Mechanical and Electronic Engineering， School of Mechanical Engineering and Rail Transit， Changzhou University， Changzhou 213164， China；

2. Department of Design Engineering， College of Mechanical and Electrical Engineering， Nanjing University of Aeronautics and Astronautics， Nanjing 210016， China；

3. CSIC（Chongqing） Southwest Equipment Research Institute Co.，Ltd.， Chongqing 401123，China

Abstract Aiming at the surge problem of magnetic suspension fluid machinery， a surge control strategy based on mass flow is adopted according to the fluctuation of mass flow and pressure rise in the surge state of fluid machinery system. Specifically， the surge controller is used to calculate the axial adjustment clearance of the impeller. It is input into the closed-loop control system of the axial magnetic bearing as the reference signal of the suspension position， to change the axial position of the magnetic suspension fluid mechanical rotor under the action of the axial magnetic bearing system. The tip clearance of the impeller is changed to realize the active control of surge. The simulation results show that when surge control is applied， the stable operation range of fluid machinery can be extended from 15.5% throttle valve opening under uncontrolled control to 14% under surge control. The surge frequency is identified by simulating excitation， and the influence of control parameters in PID controller on surge control performance is studied.

Keywords surge control; magnetic suspension fluid machinery; magnetic bearing; mass flow