轴流风机的防喘振控制..

长岭分公司关键机组防喘振控制

长岭分公司机动处李晖

一概述

透平式压缩机是利用高速旋转的叶轮（叶片组）对气体作功，将机械能加给气体，使气体压力升高，速度增大。在叶轮后部一般设置有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，使气体的流速降低，将气体的速度能（动能）部分转变为压力能，压力继续提高。透平式压缩机气体的吸入、压缩和流出均是在连续流动的状况下进行的。

透平式压缩机按气流运动方向可分为三类：

离心式—气体在压缩机内沿离心方向流动

轴流式—气体在压缩机内沿与转轴平行方向流动

混流式—气体在压缩机内的流动方向介于离心式和轴流式之间

长岭分公司的关键机组分二种：离心式压缩机和轴流式压缩机，它们的原动机有三种：电动机，烟气轮机和蒸汽轮机，压缩机的主要作用是压缩空气和富气等工艺介质，使之达到工艺所需的流量、压力。关键机组是生产中的关键设备，它们的运行工况对压缩机安全、稳定、经济地运行和生产装置的正常运行十分重要，而在关键机组的诸多自控回路中，其防喘振控制是一项重要的安全保护措施。

二防喘振控制系统

喘振是透平压缩机的一种固有特性。

1.喘振的产生

压缩机的运行工况任何时候都可以用性能曲线来表示，通过性能曲线可以反映压缩机各种运行参数之间的关系并确定其性能，如图1所示的是反映压缩机出口压力与入口流量之间关系的性能曲线(入口温度、压力和转速不变)。当压缩机的流量沿着性能曲线减少流量达到其驼峰点流量（喘振点）时，在排出管内出现时大时小、时正时负的不稳定工况，在叶轮及扩压器的某一通道内还会发生时出现时消失的边界脱离涡流区，并且依次传给相邻的管道，产生一种低频率、高振幅的气流脉动，从而引起严重的振动和吼叫声，严重时可能引起压缩机和管道系统遭到破坏。

2. 喘振的机理

由于叶轮与叶片扩压器的形状及安装位置不可能完全对称及气流的不均匀性，当进气流量减小到某一个值时，进入叶栅的气流发生分离，这种分离首先发生在一个或几个叶片的流道中，影响进入相邻的流道的气流方向，由于进气冲角的变化及气流的分离区沿叶轮逆流旋转，以比叶轮旋转速度小的相对速度移动，在绝对运动中分离区沿叶轮旋转方向并以比叶轮旋转速度小的速度进行，即产生旋转分离。当旋转分离扩散到整个管道，压缩机出口压力突然下降，后面管路（或容器）中的气流倒流至压缩机内，瞬时弥补了压缩机流量的不足，恢复机组的正常工作，把倒流至压缩机内的气体压出处，又使压缩机流量减小，

入口流量

出口压力

1

图1 压缩机性能曲线图

压力再度下降，压缩机后管道中的气体又重新倒流至压缩机内，重复上述现象，压缩机及气体管路产生低频率、高振幅的气流脉动，并发出很大的响声，机组产生剧烈振动，以至无法工作，甚至损坏设备。

3.防喘振方案

由于压缩机喘振对机组及生产的危害，在压缩机正常运行时，必须防止喘振的发生；在机组发生喘振后，必须尽快采取措施使机组回到正常运行工况。因此，压缩机防喘振系统设计的主要目标就是寻找一种可靠的方案，使机组工作点离开喘振点，保证机组正常、安全地运行。目前有二种防喘振方案：一种是应对式防喘，这种方案主要是机组发生喘振后，尽快采取措施使机组回到正常运行工况；另一种是采用防喘振控制系统，这种方案主要是在压缩机正常运行时，采用近似的方法(到目前为止，对于不同摩尔质量、温度、压力的压缩气体，还没有一种可行而固定的方法来精确地测量及计算压缩机的喘振点或喘振线)，建立一个离喘振曲线有一定余量的控制点或控制线，通过防喘振控制系统的控制响应防止喘振的发生，根据控制值的情况，这种防喘振控制系统又可分为二类：固定极限流量防喘振控制系统和随动可调极限流量防喘振控制系统，其中固定极限流量防喘振控制系统是根据压缩机组的性能曲线，用预定的最小流量值作为防喘振控制系统的给定值，这类方案可靠性高，使用于固定转速的离心式压缩机，但转速降低时，容易浪费能源；而随动可调极限流量防喘振控制系统是根据压缩机的通用性能曲线，采用近似的方法，建立一个离喘振曲线有一定余量的防喘振控制线，通过防喘振控制线的轨迹确定防喘振调节器的给定值，一般用于负荷可能经常波动的离心式压缩机及大型的轴流式压缩机。

长岭分公司的关键机组防喘振控制名细如下表：

4.设计防喘振控制系统的基本思想

从喘振的形成过程可以看出，导致压缩机喘振的条件有二个：首先在于压缩机越过最小流量（进入喘振区）时，会产生严重的旋转分离和分离区急剧扩大的情况；其次是压缩机与管路联合工作时性能曲线的状况和其交点的位置如何。因此，防止喘振的方法主要是防止流量过小和出口压力过高，当操作需要流量减小到可能低于喘振点的流量时，应尽快采取措施，降低系统压力，达到降低机组出口背压，增大进气流量的目的，使工况点往大流量区（稳定工作区）移动，使压缩机正常运行时的工作点离开喘振点，从而防止喘振的发生。

由此看来，为了实现防喘振的要求，控制系统应具备以下基本条件：

①系统能根据所控制的压缩机的性能曲线，预先给出防喘振控制器的给定值

②压缩机出口应设防喘阀，能进行旁路调节或放空调节：旁路调节是当生产要求的气

量比压缩机排气量小时，将其排气的一部分经气体冷却器冷却后，返回压缩机入口的调节方法；放空调节是当压缩介质为空气时，不需要返回入口而直接放空的调节方法

③应能测出实际运行工况，并判断所处的位置，发生相应的控制响应。

其中，根据所控制的压缩机的性能曲线，预先给出防喘振控制器的给定值尤为重要，特别是对工业介质离心式压缩机和大型轴流式机组而言，一方面要根据机组安全要求，要提供一个额外的安全空间来保证机组在预料的最坏工况下的安全，同时又要防止防喘阀频

繁动作，降低压缩机的压缩效率，导致能源浪费。因此，这些机组普遍采用通用性能曲线控制方案，即采用随动可调极限流量防喘振控制系统，随压缩机的不同工况（压缩比、出入口压差、出口压力、转速等）自动改变防喘振控制器的给定值，而采用随动可调极限流量防喘振控制系统的关键又在于机组防喘振控制线的确定和防喘振模型的建立。下面通过长岭分公司1#催化C302富气压缩机和B101轴流式空气压缩机的防喘振控制系统为例，介绍随动可调极限流量防喘振控制系统的设计。

三1#催化C302富气压缩机的随动可调极限流量防喘振控制系统

1#催化C302富气压缩机是变速机组，原动机为杭州汽轮机厂的NG40/32型汽轮机,压缩机为沈阳鼓风机厂的2MCL606(一缸二段)，整机用于压缩1#催化分馏塔顶富气至一定压力后入系统管网，维持后部系统压力平稳。正常工况下，采用分馏塔顶压力控制压缩机的转速来保证分馏塔顶压力平稳，恒速运行时，通过调节压缩机出口旁路防喘振调节阀来保证分馏塔顶压力平稳（分馏塔顶压控和防喘振调节组成低选系统）。

1#催化C302富气压缩机防喘振控制采用通用性能曲线控制方案（随动可调极限流量），该方案能够比较准确地确定压缩机入口气体条件：温度、压力等在一定范围内改变时的喘振点，能够设定压缩机最佳防喘振保护时的防喘振控制线，从而减少不必要的回流，提高机组效率，机组防喘振控制自控流程如图2所示：

1. 通用性能曲线防喘振控制方案

1#催化C302富气压缩机防喘振控制调节是机组相关参数送入HONEYWELL的TPS 系统内的防喘振调节回路，通过出口旁路防喘振调节阀的控制响应来实现，1#催化C302富气压缩机入口气体流量测量仪表FT3520为V—CONE流量计配智能差压变送器(仪表量程：0-50KNM3/H)，出口旁路防喘振调节阀FV3520为HCU笼式调节阀配低功耗ASCO 电磁阀，入口温度为TT3520(仪表量程：0-100℃)，入口压力为PT3520（表压，仪表量程：0-200KPa），出口压力为PT3520D（表压，仪表量程：0-2500KPa），分馏塔顶压力控制为PC3201D2（PT3201 表压，仪表量程：0-200KPa）。

假设压缩机入口气体体积流量Q，入口流量差压H S，入口绝对压力P S，出口绝对压力P d，入口温度为T，则存在如下关系：

Q = K1（H S/ρ）1/2

根据克拉珀龙方程：PV=MZRT/u 可得：

ρ= P S（u /ZRT）

K1为流量计流量系数，ρ为压缩机入口的气体密度，M为气体质量，Z为气体压缩

系数，R为气体常数，u为气体摩尔质量

压缩机入口工作状态下的体积流量Q实= K1（H S/P S）1/2[（ZRT / u）实] 1/2对应到标准状态下（P0=101.325Kpa,T0=273.150K）的参考流量可表示为：

Q标= Q实ρ实/ρ标

一般来说，在压缩机入口温度、压力变化不是很大的情况下，Z基本不变，气体成分不变时，u和R不变，可得下式：

Q标= Q实（T0 P S）/（T P0）

对一台离心式压缩机来说，实践已经证明，它的喘振流量值在相同的压缩比下几乎具有相同的质量流量（对应标准状态体积流量Q标），也就是说不管压缩机入口的进气条件怎么变化（在气体的摩尔质量几乎不变时），以流量变量Q标为X轴，以出入口压力比变量P d/P S为Y轴，根据压缩机在设计条件下的工作性能曲线，经过计算，可以作出一条比较精确而固定的压缩机喘振线，这条曲线叫压缩机通用性能曲线。

压缩机通用性能曲线防喘振控制就是基于上述的压缩机通用性能曲线，通过建立一条防喘振控制线来完成控制的，考虑到整个系统的响应时间以及工艺过程、机组的安全性和稳定性，压缩机防喘振控制线一般定在高于压缩机喘振线5—10%的流量上（1#催化C302富气压缩机取10%），机组正常工作时，防喘振控制的入口流量的设定值就是根据压缩机压缩比，通过防喘振控制线来确定,考虑到简化压缩机防喘振控制系统的设计、测试、维护，采用TPS内的线性化模块,采用折线近似法对输入信号进行非线性化补正,故防喘振控制线为折线近似而不是直线近似，使之更接近压缩机特性曲线，降低能耗。

2. 压缩机通用喘振曲线和防喘振控制线的确定

在设计条件下（气体分子量 36.998、入口温度40 0C 、入口压力 2.04 ATA ），沈阳鼓风机厂提供的压缩机预期性能曲线如图3：

根据压缩机预期性能曲线的数据，可制表如下：

0.00

20000 10.00

15.00 20.00

25.00

18000 14000 22000 24000 26000 28000

16000

出口压力

P (ATA) 入口流量Q(M3/H)

图3 压缩机预期性能曲线

6847RPM

7228RPM

7608RPM

7988RPM

经过数据处理， 可得到1#催化C302富气压缩机的喘振曲线，根据喘振曲线确定的实际防喘振控制曲线如图4所示。

在图4中：①富气分子量取36.998

②为了安全起见,将喘振曲线右移10%,得到了实际防防喘控制喘线

③预期性能曲线是在绝对出口压力下测试得出的,实际上用出入口压缩比;入口流量由设计条件下的流量对应到标准状态下流量。

3. 1#催化C302汽压机防喘系统的实现

由上述1，2的分析,建立如图2所示的防喘振控制系统：一个分馏塔顶压力调节和C302防喘振控制系统低选的调节系统,二者的输出经低选后作为防喘振调节阀的控制信号。 4. 补充说明

① 富气分子量的变化对喘振曲线有影响，特别是当富气分子量下降时，采用原防喘

5.88

7.60 9.31 13.01 31.60

47.80 入口流量Q 标（KNM3/H ）

图4 1#催化C302防喘振控制曲线

振控制曲线有可能会发生喘振

②由于压缩机入口流量的测量系统是基于设计条件，而实际运行中温度、压力与设

计条件不同，为了测量准确，必须对入口流量的测量值进行温度、压力补偿。

四1#催化B101可调静叶轴流式压缩机防喘振控制系统

1#催化B101可调静叶轴流式主风机由烟机、电动/发电机及由陕西鼓风机厂引进瑞士SULZER公司技术生产的可调静叶轴流式压缩机〈型号：AV56-11〉组成。通过对可调静叶的控制来调节风机风量，满足生产要求。轴流式主风机由于其结构和地位的特殊性，其防喘振控制非常重要，一旦喘振得不到及时遏止，进而发展为逆流、持续逆流就会发生毁机的严重后果，要充分发挥其大流量、高效率的特点，必须设计好防喘振控制系统，确保它的安全运行。

变速运行的可调静叶轴流式主风机的防喘振控制曲线是一个面，处理比较复杂，但在一般转速变化不大的情况下（当轴上功率不足时，电机以电动机方式运行，以补充功率，使轴系保持正常转速，当轴上功率有富余时，电机以发电机方式运行，吸收多余的轴功率向电网供电，使轴系转速不超过正常转速范围，另外还设有转速保护低选控制回路），仍可简化为直线或折线处理。

（一）B101防喘振控制系统模型的建立

1 B101防喘振控制系统主要工艺参数的计算和确定

主要工艺控制参数有：（1）静叶角度α的正常工作范围（仪表量程）：22-79°

（2）吸入空气温度T的测量范围（仪表量程）：-20-80℃

（3）出口压力范围（仪表量程）：0-400Kpa(G)

（4）入口流量对应的喉部差压计算如下：

基本计算公式：

W= K 1*(P 大气*dP/T)1/2 W= K 2*( dP/T)1/2

dP=(W/K 2)2*T

式中：W 质量流量 Kg/min ；dP 喉部压降 Pa ；K 2 流量系数（在喘振点附近）；T 吸入温度 0K ：冬季平均温度 1℃（274.15 0K ），全年平均温度 16.5℃（289.65 0K ），夏季平均温度 33.6℃（306.75 0K ）

经测试和计算B101在喘振点附近的的流量系数K2为540. 喉部差压计算如下：

依据： a.在喘振点附近的流量系数=540。 b. 取吸入温度…289.650K

c.质量刻度取值 W-----0∽3879 kg/min （工艺提供） 计算公式：dP=（W/K 2）2T=（3879/540）2 *289.65=14.946 kPa 喉部差压变送器量程选择为16.0 kPa 相应的质量流量刻度值为：

W= K 2*( dP/T)1/2=540*（16000/289.65）1/2=4103 kg/min

2 可调静叶轴流式压缩机B101喘振特性曲线方程及参数的确定

如图5为轴流式压缩机喘振特性曲线,由图可知，

出口压力（表）

在转速不变时：

轴流式压缩机在不同的静叶角度都有其相应的喘振点，各点的连线就是机组的喘振线； 在喘振线上，不同的静叶角度有其相应的出口压力（Pct ）和直接反映吸入流量的喉部差压（dpt ）。而不同的吸入工况（吸入温度和压力）又有不同的喘振线（入口压力为大气压不变）。

为了便于DCS 实现防喘振控制系统的组态，进一步表明a 、dP1℃和Pct 三者之间的关系，采用压缩机喘振曲线的转换曲线（α—dP1℃%/Pct%曲线），并采用温度特性曲线对其进行校正处理。（图5表明，随着入口温度的降低，喘振曲线向右平移，即向安全区移动，会使安全运行区域变窄，可能影响机组的安全运行，因而选用最低温度下的喘振曲线，B101使用的是冬季1℃时的喘振曲线） (1) B101的α—dP1℃%/Pct%曲线

α—dP1℃%/Pct%曲线就是表征机组在

不同工况下的α、dP1℃%和Pct%三者之间的数学关系，将实际测试和计算所得的在不同温度下的α和dP1℃%/Pct%的值绘制在平面坐标上并进行线性化处理，得到α—dP1℃%/Pct%曲线。B101在不同工况下，静叶角度（α）与喉部差压（dP1℃%）和出口压力（Pct%）三者之间的关系 ，其数学表达式表示为：

Y= 0.8015X+22.723。由于在图中X 为角度实际值，即X= 0.57α%+22 则：Y= 0.8015（0.57·α%+22）+22.723= 0.4569·α%+40.356

图6 静叶角度（α）与dP1℃%/Pct%关系曲线

X=静叶角度（α）

以此作为α与dP1℃%/pct%特性的数学模型。

（2）B101喘振曲线的温度特性曲线的确定

由于压缩机入口温度的不同，压缩机的喘振曲线也不同，即压缩机入口温度的波动影响着压缩机的安全运行。鉴于这个原因，就需要对所选的一定温度下的喘振曲线进行校正，以保证压缩机的安全运行。

由于在α=79°时，在出口压力相同的情况下，F （79°，Pct ，T1）/ F （79°，Pct ，T0）的比值要比其他静叶角度的比值大，这样当压缩机入口温度上升（T1>T0）时，选用的压缩机喘振曲线用温度特性曲线校正后，向左平移的幅度最小，压缩机的操作最安全，所以选用静叶角度为79°时的温度特性曲线。

根据喘振曲线的转换曲线，结合机组的实验数

据，在选定入口温度范围-20℃-80℃的情况下，可得出B101喘振曲线的温度特性曲线，见图7（其曲线已线性化处理）。从本质上讲，压缩机喘振曲线的温度特性曲线具有双重意义：一是当压缩机入口温度波动时，校正喘振曲线，保证压缩机的安全运行；二是当压缩机入口温度上升，引起实际喘振曲线向左平移时，使调节器所使用的喘振曲线随之向

左平移，以防由于其间距过大导致防喘振调节阀频繁打开而影响压缩机操作和压缩机耗费过多的无用功，由于B101选用的压缩机喘振曲线是长岭地区最低温度下的喘振曲线，所以其温度特性曲线的意义主要是后者。在图7中温度特性曲线中为实际温度值X ，即X=T%-20

图7温度特性曲线

X=t(℃)

则：Y= -0.8103X+100.81

= -0.8103T%+117.016

以此作为该系统温度特性的数学模型。

（3）B101防喘振控制系统设定值的设定方式的确定

根据以上数学模型和有关参数即得出B101防喘振控制系统的喘振点喉部差压的理论计算值：

dPt理%=F（α，Pct，t）=（0.4569·α%+40.356）* Pct%*（-0.8103T%+117.016）将机组喘振点喉部差压的理论计算值dPt理%（即喘振流量对应的喉部差压）加上7%的安全余量（即将防喘振曲线向安全区平均移动7%，以使压缩机能更安全）作为防喘振调节器的设定值。

每发生一次dPt%

为防止设定值过高，保证压缩机有足够的安全运行区域，必须对给定值的7%和3%的增加值部分进行限制。

(二) 可调静叶轴流式压缩机B101防喘振控制系统的实现

由上述的分析,建立如图8所示的防喘振控制系统，将相关参数送入HONEYWELL的TPS系统内的防喘振调节回路，通过出口放空防喘振调节阀的控制响应来实现。

图8 1#催化B101防喘振自控流程简图

五结束语

1．由于喘振发生的时间很快，大约1秒完成一个喘振循环，因此要求在组成压缩机（特别是轴流式主风机）的防喘振控制系统时，必须选择反应灵敏的变送器、调节器和响应动作快速的调节阀与之配套。轴流式主风机的防喘振调节阀要求在1-2秒内完成从关闭位置到全开的动作，一般通过在气路上增加气动放大器（继动器）提高响应速度。

2．对于空气压缩机，虽然入口压力为大气压变化很小，但随着季节、天气等因素还是有变化的，而且压缩机入口一般设有过滤器，其老化、污染会导致过滤器压降加大，入口压力会下降，压缩机的喘振曲线会发生变化，会影响压缩机的运行，因此空气压缩机的防喘振控制系统有必要考虑这一因数。

3．目前长岭分公司的关键机组的运行表明，其防喘振控制系统运行良好：工作稳定、性能

可靠，有利地保证了机组的安、稳、长运行。

预旋技术防喘振原理

预旋技术防喘振原理 旋转进口导流叶片和静叶片的防喘机理:通过旋转进口导流叶片,使其出气角改变,控制导流叶片出气角的大小和方向可以使流入第一级动叶的气流攻角处于正常位置,调节旋转前面级的静叶片出气角可以使这些静叶片后的动叶处于满意的工况下工作,因而可以避免喘振,并使压气机偏 离设计工况下仍能保持正常工作。 从速度三角形分析,用旋转静叶片防止喘振的方法,就是在非设计工况时改变压气机速度三 角形上的预旋(改变C1u)来改变冲角i,使气流速度W1的方向,保持在设计值附近,部分地消除喘振。在图2中给出了如果进口导流叶片不能转动,当工作轮转速不变,气流轴向速度C1a发生变化(即来流流量发生变化)时叶型上气流的冲角所发生的改变。从图中可以看出在流量大于或小于设计流量时,转子叶片的来流攻角将小于或等于0,此时叶片压、吸力面就会发生不同程度的分离, 严重时可能导致压气机喘振。 图3表示借助于适当的转动导流叶片安装角可以使气流流入工作轮叶片通道内的相对速度方向在流量变化时保持不变,这就保证了转子叶片在非设计工况下都可以工作在设计状态附近,从而消除了喘振[4]。 可调进口导流叶片和静叶叶片,作为多级轴流压气机的防喘措施之一,其优点突出,不仅达到防喘措施,而其非设计工况下效率高,同时还可以改善燃机的加速性,又适用于高增压比压气机,所以这种防喘调节机构广泛地应于80年代新发展的压气机设计中,同时在大型风机中也得到很好的应用,如陕西鼓风机厂在这种理论指导下已成功研制出全静叶可调的大型鼓风机。 鉴于该方法广泛的工程应用前景,国内外许多学者、专家都在这方面开展了大量的探索研究,并取得许多卓有成效的理论和试验成果。我国张健等[4]应用试验的方法,在设计转速下,通过试验调节一台三级轴流压气机各级组合,找到了压气机的一组最佳角度匹配。试验结果分析表明,静叶角度的改变对压气机性能有着极为明显的影响,采用最佳角度匹配,最高绝热效率提高了7.4个百分点,稳定工作裕度也有显著的增加。对于如何改善低速状态下的压气机性能,夏联等[5]进行了一台七级轴流高压压气机的静叶调节试验研究。试验结果分析表明:在低速状态下,通过静叶角度优化调节能有效地改善压气机性能,拓宽稳定工作范围;并且,压气机低速性能受静叶可调角度的配比影响很大。静叶角度调节技术与其他技术相结合,能更有效地改善压气机性能。楚武利等[6]通过试验研究了带导叶的单级轴流压气机在进口导叶无预旋、全叶高预旋2度和叶顶端部预旋2度时,压气机总性能、基元性能及失速边界的变化情况。对比分析了三种导叶在不同转速下的性能曲线,结果表明导叶预旋对压气机在非设计转速下有很好的扩稳效果;进一步研究发现:利用端弯技术可以推迟轴流压气机不稳定流动的发生,扩大压气机稳定工作范围。另外西北工业大学的范非达等也在这方面开展了大量工作并取得良好的效果[7～8]。 但这种防喘措施结构比较复杂,特别是对多级静叶调节实现起来更加困难。此外从气动方面来看,这种方法只能着重改善气流沿叶高某一半径上的流动情况,对整个叶片的三维流动不能很好的兼顾,例如照顾了平均半径就不能很好地照顾叶尖和叶根。

高炉轴流风机喘振分析及防喘振控制系统研究

高炉轴流风机喘振分析及防喘振控制系统研究 张红庆 陕西维远科技有限公司 710054 摘要：本文介绍了轴流风机喘振现象的形成机理、不同气温条件下喘振曲线的动态补偿方法，分析了常见的传统防喘振控制工艺中存在的不足，以及先进防喘振控制技术应用于高炉轴流风机的优化控制策略。 关键词：轴流鼓风机；防喘振；优化控制 引言 目前静叶可调式轴流风机在钢铁企业400~2000m3的高炉上已普遍使用。在高炉风机的控制系统中，防喘振控制系统是最核心的控制环节，必须综合考虑高炉生产、机组安全、节能降耗等多方面需求，如果在控制工艺中采用常规的简单、粗放的设计方法，不仅能耗浪费严重，也是极大的安全隐患。本文介绍的高精度防喘振控制系统，不仅可以更有效地保证机组和安全和稳定，同时也可以充份发挥机组的最大性能范围，对高炉安全性和产量的提高起到显著的促进作用。 轴流风机喘振现象的本质 为了更好地理解和设计防喘振控制系统，有必要对轴流压缩机形成发生喘振现象的本质原因加以说明。 轴流风机转子的叶片呈多级排列，每一级叶片环绕转子形成一组叶栅。空气流经过多级叶栅逐级压缩传递，最终经末级叶栅到达出口。在一定的静叶角度下，气体的流量与风机出口的压力有关，压力越高，流量越低。喘振是指风机达到出口压力极高、流量极低极限后的工况突变。

气流冲角及叶片背面表层气流脱离失速现象 气流沿轴向进入叶栅时，气流方向与风机叶片之间的夹角称为气流冲角。随着压力的增高，入口流量愈小，气流冲角也就愈大。当气流冲角增大到一定程度时，沿叶片的非工作面将发生气流脱离现象。这种现象称为脱流或失速。失速是叶轮式轴流输送设备都会遇到的一种现象，失速又叫旋转脱流，即由于气体对叶片的冲角过大而使得气流的流线脱离叶片表面，结果叶片表面处的气流变为紊流，同时可导致叶片颤振。失速区沿叶栅旋转传递和不断扩展，就会引起压缩机的工况突变，即喘振。 气流冲角增大至一定程度后，沿叶片背面形成气流脱离现象示意图 当风机发生喘振时，整个风机的管网系统气流周期性振荡现象，这时，轴流风机虽然仍在旋转，但对气体所做的功却不能提高风机的流量和压力，而是基本上转化为空气热能。风机的气动参数（流量、压力）将作大幅度的纵向脉动，且发出低沉的异常声音和震动。在轴流风机发生喘振时，纵向推力来回振荡会导致

高炉轴流风机防喘振控制系统优化及实验

高炉轴流风机防喘振控制系统优化及实验 摘要：针对萍钢4#高炉鼓风机存在的问题，阐明了防喘振控制优化的方案，包括工况点沿防喘线精确控制，入口温度对喉部差压、出口压力的补偿，提出了控制优化的具体实施方法，优化达到了预期目标。 【关键词】轴流风机防喘振优化实施 一、前言 高炉鼓风机是高炉炼铁生产的关键动力设备，为确保鼓风机的安全稳定运行，在其控制系统中必须配备防喘振自动控制，并应兼顾高炉生产、机组安全、节能降耗等各方因素，高炉作为鼓风机供风的负载，炉内状况瞬息万变，鼓风阻力发生扰动，控制系统将使防喘振阀动作，就会在高炉意外崩料和风机喘振之间处于两难的境地，本文以萍乡钢铁公司4#高炉鼓风机的防喘振控制优化为例，阐述控制系统在防喘振调节过程中如何保证送风压力的稳定性，在安全运行前提下充分发挥风机能力，进而为高炉稳产、高产奠定基础。 二、存在的问题 萍乡钢铁公司4#高炉采用AV45-13全静叶可调式轴流风机，由于防喘振控制侧重于保护鼓风机，加之防喘振控制品质不高，2010年投产以来，防喘振控制系统运行状况不甚理想，主要表现在以下几方面： 1）防喘阀开度基本在10%左右，轴流风机经常处于放风状态，造成大量无谓能量损失，放风噪声污染严重。 2）防喘振的控制品质有待提高：一旦高炉路况不顺，鼓风阻力增大使风机工况点进入调节区时，通常是采用人工紧急干预打开防喘阀使工况点回到稳定工作区，保守的安全意识使工况点总是远离防喘振线。 3）不同入口温度对风机喘振性能有较大影响，采用固定的喘振性能曲线不能真实地反映风机喘振性能，一方面可能影响风机的安全、稳定运行，另一方面可能制约风机供风能力的充分发挥。 三、防喘振控制优化方案 1．防喘振控制优化的先决条件 为了实现防喘振控制的优化，必须借助于性能优良的PLC系统。PLC的高速运算性能可使用户程序的扫描周期在10毫秒级，为有效克服鼓风阻力瞬变扰动成为可能；PLC丰富的运算和编程功能可以实现各种先进控制算法，达到预期的控制效果；PLC的高可靠性，实现风机控制系统的安全运行进而确保风机的安全可靠运行。4#高炉鼓风机采用西门子S7-400H PLC，配备冗余414CPU可很好地实现各项控制任务。 为了实现防喘振控制的优化，必须借助于性能优良的防喘振阀。防喘振阀具有可靠的快开性能，当一旦压力过高，可释放由于喘振引起的压力波动；防喘振阀应具有良好的调节性能，当运行点接近防喘振线时，能充分调节流量以防止起浪点；防喘阀应具备灵敏的阶跃响应，超调应限制在最小，可满足风机在启动和停车时的压力、流量变化。4#高炉鼓风机采用的fisher防喘阀可以较好地满足上述要求。 2. 工况点沿防喘线精确控制 （1）防喘振的基本控制方法以喉部差压为横坐标、以出口压力为纵坐标，建立了运行工况画面，画面包含喘振线（红线）、喘振报警线（黄线）和防喘振控制线（蓝线），黄线和蓝线分别设在红线下方97%和93.5%处，以实际运行工况下的喉部差压和出口压力坐标建立运行工况点，如下图所示。根据当前喉部差压（补偿后），在防喘线上查询对应的出口压力，作为防喘振控制的给定值SP，以当前风机出口压力作为防喘振控制的测量值PV，二者之偏差西门子STEP7的PID模块FB41进行控制运算，当工况点接近或越过蓝线时，PLC控制防喘阀打开一定角度，来减小压缩机出口的阻力，使工况点回到稳定工作区，以避免轴流风机喘振现象的发生。 在工况点接近喘振线时，要求轴流风机的防喘阀必须动作迅速，但防喘阀动作速度太快、动作幅度过大，势必会使风机出口压力、流量产生大幅度波动，影响高炉炉况的稳定。由于防喘振控制是以风机吸入气体流量和排气压力为调节对象，二者的变化都具有极强的瞬时性，而信号测量、计算输出、执行机构动作及工艺过程都不可避免会产生一定的时间滞后，在这样一个瞬时性非常强的闭环控制回路里，以滞后的测量信号为计算依据，采用的常规的PID运算，虽然可以在工况点跃过防喘线时迅速地打开放空阀，但无法使工况点在响应线附近被稳定控制，难以实现精确控制。

喘振与失速区别

谁知道风机失速、喘振、抢风都什么意思，三者有什么关系？我在网上查过，但都没看太明白，望不吝赐教。 失速是风机本身特性引起的 喘振是风压由于管道压力的滞后导致与风机出口压力周期性变化，就来来回倒腾 抢风如这个词，两台风机不是你出力大就是我大，搞的最后两败俱伤。 我的理解 轴流风机的喘振与失速是不同的情况可以简单概括如下： 喘振一般发生在性能曲线带驼峰的轴流风机低负荷运行时； 失速一般发生在动叶可调轴流风机的高负荷区。主要是动叶指令太大导致，叶片进风冲角过大引起叶片尾部脱流产生风机失速带驼峰 抢风是当并联轴流风机中的一台发生喘振或失速时人们的一般性叫法。 喘振是指当风机处于不稳定工作区运行，可能会出现流量、全压的大幅度波动，引起风机及管路系统周期性的剧烈波动，并伴随着强烈的噪声。 避免喘振主要采用合适的调节方式 抢风是指风机并联运行中有时会出现一台风机流量大，另一台流量特别小，稍加调节情况相反 避免抢风主要有： 1。不采用不稳定性能风机 2.同时在低负荷运行时可以单台运行 3.采取动叶调节 4.开启旁路风

一、风机失速 图1：风机失速 轴流风机叶片通常都是流线型的，设计工况下运行时，气流冲角（即进口气流相对速度w 的方向与叶片安装角之差）约为零，气流阻力小，风机效率高。当风机流量减小时，w的方向角改变，气流冲角增大。当冲角增大到某一临界值时，叶背尾端产生涡流区，即所谓的脱流工况（失速），阻力急剧增加，而升力（压力）迅速降低；冲角再增大，脱流现象更为严重，甚至会出现部分叶道阻塞的情况。 由于风机各叶片存在安装误差，安装角不完全一致，气流流场不均匀相等。因此，失速现象并不是所有叶片同时发生，而是首先在一个或几个叶片出现。若在叶道2中出现脱流，叶道由于受脱流区的排挤变窄，流量减小，则气流分别进入相邻的1、3叶道，使1、3叶道的气流方向改变。结果使流入叶道1的气流冲角减小，叶道1保持正常流动；叶道3的冲角增大，加剧了脱流和阻塞。叶道3的阻塞同理又影响相邻叶道2和4的气流，使叶道2消除脱硫，同时引发叶道4出现脱流。也就是说，脱流区是旋转的，其旋转方向与叶轮旋转方向相反。这种现象称为旋转失速。 与喘振不同，旋转失速时风机可以继续运行，但它引起叶片振动和叶轮前压力的大幅度脉动，往往是造成叶片疲劳损坏的重要原因。从风机的特性曲线来看，旋转失速区与喘振区一样都位于马鞍型峰值点左边的低风量区。为了避免风机落入失速区工作，在锅炉点火及低负荷期间，可采用单台风机运行，以提高风机流量 二、风机喘振： 图1：风机喘振 图2：风机喘振报警线

轴流风机的防喘振控制..

长岭分公司关键机组防喘振控制 长岭分公司机动处李晖 一概述 透平式压缩机是利用高速旋转的叶轮（叶片组）对气体作功，将机械能加给气体，使气体压力升高，速度增大。在叶轮后部一般设置有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，使气体的流速降低，将气体的速度能（动能）部分转变为压力能，压力继续提高。透平式压缩机气体的吸入、压缩和流出均是在连续流动的状况下进行的。 透平式压缩机按气流运动方向可分为三类： 离心式—气体在压缩机内沿离心方向流动 轴流式—气体在压缩机内沿与转轴平行方向流动 混流式—气体在压缩机内的流动方向介于离心式和轴流式之间 长岭分公司的关键机组分二种：离心式压缩机和轴流式压缩机，它们的原动机有三种：电动机，烟气轮机和蒸汽轮机，压缩机的主要作用是压缩空气和富气等工艺介质，使之达到工艺所需的流量、压力。关键机组是生产中的关键设备，它们的运行工况对压缩机安全、稳定、经济地运行和生产装置的正常运行十分重要，而在关键机组的诸多自控回路中，其防喘振控制是一项重要的安全保护措施。 二防喘振控制系统 喘振是透平压缩机的一种固有特性。 1.喘振的产生

压缩机的运行工况任何时候都可以用性能曲线来表示，通过性能曲线可以反映压缩机各种运行参数之间的关系并确定其性能，如图1所示的是反映压缩机出口压力与入口流量之间关系的性能曲线(入口温度、压力和转速不变)。当压缩机的流量沿着性能曲线减少流量达到其驼峰点流量（喘振点）时，在排出管内出现时大时小、时正时负的不稳定工况，在叶轮及扩压器的某一通道内还会发生时出现时消失的边界脱离涡流区，并且依次传给相邻的管道，产生一种低频率、高振幅的气流脉动，从而引起严重的振动和吼叫声，严重时可能引起压缩机和管道系统遭到破坏。 2. 喘振的机理 由于叶轮与叶片扩压器的形状及安装位置不可能完全对称及气流的不均匀性，当进气流量减小到某一个值时，进入叶栅的气流发生分离，这种分离首先发生在一个或几个叶片的流道中，影响进入相邻的流道的气流方向，由于进气冲角的变化及气流的分离区沿叶轮逆流旋转，以比叶轮旋转速度小的相对速度移动，在绝对运动中分离区沿叶轮旋转方向并以比叶轮旋转速度小的速度进行，即产生旋转分离。当旋转分离扩散到整个管道，压缩机出口压力突然下降，后面管路（或容器）中的气流倒流至压缩机内，瞬时弥补了压缩机流量的不足，恢复机组的正常工作，把倒流至压缩机内的气体压出处，又使压缩机流量减小， 入口流量 出口压力 1 图1 压缩机性能曲线图

陕鼓轴流压缩机控制系统

轴流压缩机自控系统 第一部分轴流压缩机概述 一、轴流压缩机 1.离心风机与轴流风机的区别 离心风机——轴向进气，径向排气。即：气流流动方向垂直轴线。 轴流风机——轴向进气，轴向排气。即：气流流动方向平行于轴线。

2、轴流压缩机产品型号含义 A 40——9 动叶级数 轮毂直径cm 静叶不可调轴流压缩机 A V 56——13 动叶级数 轮毂直径cm 全静叶可调轴流压缩机 3、轴流压缩机结构 AV型轴流压缩机主要件名称 机壳、静叶承缸、调节缸、主轴、动叶片、静叶片、轴承箱、支承轴承、止推轴承、进口圈、扩压器、液压伺服马达（或电动调节机构）、密封。

4、轴流压缩机机组配置形式1）汽轮机拖动

2）电机拖动 二、机组控制系统 1、分类 1）按作用分 ☆第二种配置形式：汽轮机拖动的两机组，由汽轮机+风机构成。 风机 汽机 低压端 高压端 进汽端 排汽端 控制系统 压缩机组监控保护 生产工艺调节

透平机组控制系统按其服务对象一般分为生产工艺调节和机组运行状态的监控及保护。 生产工艺调节主要是指为满足生产工艺需要，机组控制系统完成对机组运行参数的调整，它是生产的需要，是机组所服务的装置的工艺需要。 机组运行状态的监控及保护，是指为机组操作人员提供了解机组运行状况的界面同时提供保证机组能正常、安全、可靠地运行的监控与安全自保功能。工艺调节功能主要是对压缩介质的流量、压力的调整。调整的手段主要有：调整静叶（或进口导叶、进口节流门）角度、改变机组转速等。机组运行状态的监控及保护功能主要完成对机组运行过程中的各种运行参数的采集、显示、记录以及完成各种逻辑联锁与保护功能。 2）按专业分 2、自控系统组成

轴流风机的失速和喘振及预防

轴流风机的失速和喘振及预防 轴流式风机在运转时气流是沿着轴向进入风机室，空气在风机叶轮处受挤压，又沿着轴向流出的风机，空气在不断旋转的叶轮处获得能量。 轴流式风机负荷调节是根据控制系统发出指令，伺服机带动液压缸调节输入杆，液压缸缸体发生轴向位移，推力盘轴向位移，带动所有叶片同步转动角度，来调节风机的出力（一次风机主轴为中空轴，中间有一连接杆，连接前后两级推力盘，通过液压缸的带动，两级推力盘同步移动，从而两级叶片同步转动）。送风机叶片转动角度范围（－30～＋10°），一次风机叶片转动角度范围（－30～＋15°）。 液压缸调节原理：叶片需开大时，伺服机带动调节杆向开大的方向旋转一定角度，则伺服阀芯向后移动，液压油进入液压缸体后腔，前腔油通过回油管返回至油箱，液压缸体向后移动，叶片开大，此时和缸体连在一起的反馈杆也一同向后移动，而反馈杆带动伺服阀套向后移动相同的距离，从而堵住进油孔，停止进油，保持叶片在某一开度；若叶片需关小时，伺服机带动调节杆向关小的方向旋转一定角度，则伺服阀芯向前移动，液压油进入液压缸体前腔，后腔油通过回油管返回至油箱，液压缸体向前移动，叶片关小，此时和缸体连在一起的反馈杆也一同向前移动，而反馈杆带动伺服阀套向前移动相同的距离，从而堵住进油孔，停止进油，保持叶片在某一开度。液压缸调节头处各阀、轴封的微量泄漏油通过泄漏油管返回的油箱。 一、轴流风机的失速与喘振 1、轴流风机的失速 轴流风机叶片通常都是流线型的，设计工况下运行时，气流冲角（气流方向与叶片叶弦的夹角α即为冲角）为零或很小，气流则绕过机翼型叶片而保持流线平稳的状态，如图1a 所示；当气流与叶片进口形成正冲角且此正冲角超过某一临界值时，叶片背面流动工况则开始恶化，边界层受到破坏，在叶片背面尾端出现涡流区，即所谓“失速”现象，如图1b所示；冲角α大于临界值越多，失速现象就越严重，流体的流动阻力也就越大，严重时还会使叶道阻塞，同时风机风压也会随之迅速降低。

陕西鼓风机厂轴流压缩机培训教材

目录 一、轴流压缩机的发展概况 二、轴流压缩机的基本工作原理 三、机组的自动调节及保安系统 四、轴流压缩机选型 五、轴流压缩机与管网联合工作 六、轴流压缩机配套辅机设备 七、其他

一、轴流压缩机的发展概况 在十九世纪，轴流式鼓风机已应用于矿山通风和冶金工业的鼓风。但限 于当时的理论研究和工业水平还比较落后，这种风机的全压只有10～30mmH2，O效率仅达15～25%。 1853 年都纳尔（Tournaire ）向法国科学院提出了多级轴流式压缩机的 概念。1884 年英国 C.A. 帕森斯（Parsons）将多级反动式透平反向旋转， 得出了第一台实验用轴流式压缩机，但效率很低。二十世纪初期，帕森斯 制造了第一台轴流式压缩机，19 级，流量85m3/min，压力12.1kPa·G，转速4000r/min ，效率约60%。由于效率低，故轴流式压缩机未能成功地推广应用。 从二十世纪三十年代开始，由于航空事业发展的需要，对航空燃气轮机 进行了大量的理论和试验研究，特别是对轴流式压缩机的气体动力学的理 论研究和平面叶栅吹风的实验研究，使轴流压缩机的理论和设计方法不断 完善，效率提高到80～85%。从四十年代开始，轴流式压缩机已广泛应用于航空燃气轮机中，迄今仍占有很重要的地位。现代轴流式压缩机的效率可 高达89～91%，甚至更高。 瑞士苏尔寿（SULZER）公司是世界上轴流压缩机设计制造技术的先进代表。1932 年苏尔寿公司制造了世界上第一台增压锅炉使用的工业轴流压缩机，1945 年苏尔寿公司制造了第一台轴流式高炉鼓风机，其流量为1200～1800m3/min，压力为78775～142179Pa(G)，转速为5200r/min ，功率为3900kW，由电动机驱动。此后轴流式高炉鼓风机逐渐被采用，多为固定静

关于风机喘振原因与处理

关于风机喘振原因与处理 喘振，顾名思义就象人哮喘一样，风机出现周期性的出风与倒流，相对来讲轴流式风机更容易发生喘振，严重的喘振会导致风机叶片疲劳损坏，出现喘振的风机大致现象如下： 1 电流减小且频繁摆动、出口风压下降摆动。 2 风机声音异常噪声大、振动大、机壳温度升高、引送风机喘振动使炉膛负压波动燃烧不稳。 常见的原因： 1 烟风道积灰堵塞或烟风道挡板开度不足引起系统阻力过大。（我们有碰到过但不多） 2 两风机并列运行时导叶开度偏差过大使开度小的风机落入喘振区运行（我们常碰到的情况是风机导叶执行机构连杆在升降负荷时脱出，使两风机导叶调节不同步引起大的偏差） 4 风机长期在低出力下运转。 一般的处理原则是调整负荷、关小高出力风机的导叶开度使风机出力相近，再根据上面所说的可能原因进行查找再作相应处理。 所谓喘振，就是当具有“驼峰”形Q-H性能曲线的风机在曲线临界点以左工作时，即在不稳定区工作时，风机的流量和能头在瞬间内发生不稳定的周期性反复变化的现象。风机产生的最大能头将小于管路中的阻耗，流体开始反方向倒流，由管路倒流入风机中（出现负流量），由于风机在继续运行，所以当管路中压力降低时，风机又重新开始输出流量，只要外界需要的流量保持小于临界点流量时，上述过程又重复出现，即发生喘振。 轴流风机性能曲线的左半部具有一个马鞍形的区域，在此区段运行有时会出现风机的流量、压头和功率的大幅度脉动，风机及管道会产生强烈的振动，噪声显著增高等不正常工况，一般称为“喘振”，这一不稳定工况区称为喘振区。实际上，喘振仅仅是不稳定工况区内可能遇到的现象，而在该区域内必然要出现的则是旋转脱流或称旋转失速现象。这两种工况是不同的，但是它们又有一定的关系。象17如下图图所示：轴流风机Q－H性能曲线，若用节流调节方法减少风机的流量，如风机工作点在K点右侧，则风机工作是稳定的。当风机的流量Q < QK时，这时风机所产生的最大压头将随之下降，并小于管路中的压力，因为风道系统容量较大，在这一瞬间风道中的压力仍为HK，因此风道中的压力大于风机所产生的压头使气流开始反方向倒流，由风道倒入风机中，工作点由K点迅速移至C点。但是气流倒流使风道系统中的风量减小，因而风道中压力迅速下降，工作点沿着CD线迅速下降至流量Q=0时的D点，此时风机供给的风量为零。由于风机在继续运转，所以当风道中的压力降低倒相应的D点时，风机又开始输出流量， 为了与风道中压力相平衡，工况点又从D跳至相应工况点F。只要外界所需的流量保持小于QK，上述过程又重复出现。如果风机的工作状态按F－K－C－D－F周而复始地进行，这种循环的频率如与风机系统的振荡频率合拍时，就会引起共振，风机发生了喘振。 风机在喘振区工作时，流量急剧波动，产生气流的撞击，使风机发生强烈的振动，噪声增大，而且风压不断晃动，风机的容量与压头越大，则喘振的危害性越大。故风机产生喘振应具备下述条件： a）风机的工作点落在具有驼峰形Q－H性能曲线的不稳定区域内； b）风道系统具有足够大的容积，它与风机组成一个弹性的空气动力系统； c）整个循环的频率与系统的气流振荡频率合拍时，产生共振。 旋转脱流与喘振的发生都是在Q－H性能曲线左侧的不稳定区域，所以它们是密切相关 轴流风机的Q－H性能曲线 的，但是旋转脱流与喘振有着本质的区别。旋转脱流发生在图5－18所示的风机Q－H性能曲线峰值以左的整个不稳定区域；而喘振只发生在Q－H性能曲线向右上方倾斜部分。旋转

风机喘振、失速、抢风区别

附件：轴流风机“失速”、“喘振”、“抢风”区别 1）轴流风机失速 轴流风机叶片通常都是流线型的，设计工况下运行时，气流冲角（即进口气流相对速度w的方向与叶片安装角之差）约为零，气流阻力小，风机效率高。当风机流量减小时，w的方向角改变，气流冲角增大。当冲角增大到某一临界值时，叶背尾端产生涡流区，即所谓的脱流工况（失速），阻力急剧增加，而升力（压力）迅速降低；冲角再增大，脱流现象更为严重，甚至会出现部分叶道阻塞的情况。 由于风机各叶片存在安装误差，安装角不完全一致，气流流场不均匀相等。因此，失速现象并不是所有叶片同时发生，而是首先在一个或几个叶片出现。若在叶道2中出现脱流，叶道由于受脱流区的排挤变窄，流量减小，则气流分别进入相邻的1、3叶道，使1、3叶道的气流方向改变。结果使流入叶道1的气流冲角减小，叶道1保持正常流动；叶道3的冲角增大，加剧了脱流和阻塞。叶道3的阻塞同理又影响相邻叶道2和4的气流，使叶道2消除脱硫，同时引发叶道4出现脱流。也就是说，脱流区是旋转的，其旋转方向与叶轮旋转方向相反。这种现象称为旋转失速。 与喘振不同，旋转失速时风机可以继续运行，但它引起叶片振动和叶轮前压力的大幅度脉动，往往是造成叶片疲劳损坏的重要原因。从风机的特性曲线来看，旋转失速区与喘振区一样都位于马鞍型峰值点左边的低风量区。为了避免风机落入失速区工作，在锅炉点火及低负荷期间，可采用单台风机运行，以提高风机流量。

2）轴流风机喘振 风机的喘振，是指风机在不稳定区工况运行时，引起风量、压力、电流的大幅度脉动，噪音增加、风机和管道剧烈振动的现象。现以单台风机为例，配合上图加以说明。 当风机在曲线的单向下降部分工作时，其工作是稳定的，一直到工作点K。但当风机负荷降到低于Qk时，进入不稳定区工作。此时，只要有微小扰动使管路压力稍稍升高，则由于风机流量大于管路流量（Qk＞QG），工作点向右移动至A点，当管路压力PA超过风机正向输送的最大压力Pk时，工作点即改变到B点，（A、B点等压），风机抵抗管路压力产生的倒流而做功。此时，管路中的气体向两个方向输送，一方面供给负荷需要，一方面倒送给风机，故压力迅速降低。至C点时停止倒流，风机流量增加。但由于风机的流量仍小于管路流量，QC＜QD，所以管路压力仍下降至E点，风同的工作点将瞬间由E点跳到F点（E、F点等压），此时风机输出流量为QF。由于QF大于管路的输出流量，此时管路风压转而升高，风机的工作点又移到K点。上述过程重复进行，就形成了风机的喘振。喘振时，风机的流量在QB－QF范围内变化，而管路的输出流量只在少得多的QE －QA间变动。 所以，只要运行中工作点不进入上述不稳定区，就可避免风机喘振。轴流风机当动叶安装角改变时，K点也相应变动。因此，不同的动叶安装角度下对应的不稳定区是不同的。大型机组一般设计了风机的喘振报警装置。其原理是，将动叶或静叶各角度对应的性能曲线峰值点平滑连接，形成该风机喘振边界线，（如下图所示），再将该喘振边界线向右下方移动一定距离，得到喘振报警线。为保证风机的可靠运行，其工作点必须在喘振边界线的右下方。一旦在某一角度下的

风机喘振分析和防止风机喘振保护原理

轴流式吸风机喘振分析 轴流式吸风机在大型发电厂中应用比较普遍。轴流式风机在运行中调节不当会出现喘振现象。因此就大唐盘山电厂吸风机出现的喘振进行分析，得出结论：及早发现，正确处理。 主题词：轴流吸风机喘振现象处理 轴流式吸风机由于其本身的特性决定了它在运行中存在着发生 喘振的可能性，这一点从理论和实践中都可以得到证明。 大唐盘山电厂应用两台轴流式吸风机并联运行的方式。运行实际中轴流风机喘振发生在增加出力的过程中，并联运行的轴流风机只是发生在单台风机喘振，未发生过两台风机同时喘振。 下面就大唐盘山电厂发生的风机喘振现象加以叙述和分析： 第一次喘振现象：当时AGC投入，负荷500MW升至550MW。A、B、 C、D、E磨运行。炉膛压力异常报警。 处理： 运行人员切换画面到吸风机时，#1吸风机跳闸（原因：液压油压力低），联跳#1送风机。RB保护动作，E磨跳闸，10秒后，D磨跳闸，炉膛压力低保护动作，MFT动作，锅炉灭火. 经过现场检查发现液压油管断开，造成油位下降，油泵不打油。液压油压力低，#1吸风机跳闸。通过追忆，确认风机跳闸前两台风机动叶全开，#1吸 风机流量"0"，发生喘振。 第二次喘振现象：当时AGC投入，负荷500MW升至530MW。

A、B、C、D、E磨运行。炉膛压力异常报警，运行人员切换画面到吸风机时，#1吸风机流量"0"，电流83A，#2吸风机电流480A。（风机额定电流260A）两台风机动叶全开。确认#1吸风机喘振。 处理：关小#2吸风机动叶。处理过程中，#1吸风机跳闸（原因液压油压力低），当时#1吸风机#1运行中液压油站跳闸，#2字自启后跳闸。联跳#1送风机。RB保护动作，E磨跳闸，10秒后，D 磨跳闸，炉膛压力低保护动作，MFT动作，锅炉灭火。 第三次现象：当时AGC投入，负荷500MW升至520MW。A、B、C、D、E磨运行。炉膛压力异常报警，运行人员切换画面到吸风机时，炉膛负压正400pa，#1吸风机流量"0"，电流141A，#2吸风机电流285A。两台风机动叶开度75%。确认#1吸风机喘振。 处理： 两台吸风机解自动，手动关#1吸风机动叶至50%时，#1吸风机开始打风，炉膛负压至负700 pa，开始关#2吸风机动叶至65%，同时，开#1吸风机动叶至55%。当两台风机动叶开度62%/58%时，电流为160A/160A，负压稳定后，两台吸风机头自动。 分析： 1. 三次吸风机喘振均发生在升负荷过程中，且处于80%负荷以上。由于在高负荷时，烟气量较大，烟气侧阻力较大。#1吸风机在两台风机并联运行中流量偏小，且由于调节系统的原因，#1吸风机动叶先动作，造成#1吸风机进入喘振区，发生喘振。 针对这种现象，要求运行人员在负荷高于450MW，升负荷过程中，

压缩机动态防喘振控制策略进展分析

压缩机动态防喘振控制策略进展分析 A n a l y S i S o f A n t i S u r g eC o n t r o l T a c t i c S23e a 45a y f o r C o 67 r e S S o r T r e n 4S 王志标 张早校姜培正 西安交通大学环境与化学工程学院【摘要】 分析比较了压缩机旋转失速现象和喘振现象的关系；并着重分析了压缩机旋转失速和喘振的产生机理；介绍了防喘振的主动与被动控制策略；指明了轴流压缩机和离心压缩机防止不稳定现象侧重点的不同。 关键词：透平式压缩机 喘振 控制 A b s t r a c t ：P h e n o m e n ao f r o t a t i n g s t a l l a n ds u r g eo f c o m p r e s s o r a r e a n a l y z e d a n d c o m p a r e d .T h em e c h a -n i s m s o f c o m p r e s s o r r o t a t i n g s t a l l a n d s u r g e i sm a i n -l y a n a l y z e d .I n i t i a t i v e a n d p a s s i v e c o n t r o l t a c t i c s o f a n t i s u r g ea r ei n t r o d u c e d .D i f f e r e n t p o i n t so f p r e -v e n t i n g i n s t a b i l i t i e sb e t w e e na x i a la n dc e n t r i f u g a l c o m p r e s s o r s a r e p o i n t e d o u t .K e y w o r d s ：T u r b o c o L p r e s s o r S u r g e C o n t r o l 一、前言 透平压缩机不稳定现象一般可以分为两大类，第一类为单纯的气动现象，此时叶片的振动单纯是由气体力周期性变化引起的。这种周期性变化的气流又可以分为旋转失速和喘振两种；第二类不稳定流动工作状态是叶片的颤振现象。叶片既以自振频率进行机械振动，又存在周期性的气体力变化，这种组合称为气动—弹性不稳定流动现象。 本文主要分析第一类不稳定流动现象，即旋转失速和喘振，以及防喘振控制策略。 二、旋转失速与喘振 1. 旋转失速由于某种因素引起压缩机空气流量减少时，会使叶栅的进气冲角增大。当冲角增大到一定程度后，由于来流中的扰动或叶栅的加工和装配误差， 促使某几个叶片比其余叶片先产生绕流分离。气流分离后，流动损失增大，静压升下降，不能再保持已分离叶片周围的正常气体流动，从而形成明显气流堵塞或流量减少的区域。这个受阻滞的气流区使周围流动发生偏转，进而使一边相邻叶片进口气流冲角增大，直至造成分离；而另一边相邻叶片进口气流冲角减少，从而形成分离区沿叶栅周向传播。旋转失速现象可分为两大类：渐进型和突变型。 渐进型旋转失速有几个主要特点： （1 ）增压比随流量减少逐渐下降，等转速线上没有间断点； （2 ）分离区数目随空气流量减少而逐渐下降，且分离区向叶高方向逐步扩展； （3）分离区的移动速度不随分离区数目的增加而变化。 当气流在整个叶高上发生分离时，形成的是突变型旋转失速。 突变型旋转失速的特点是： （1）分离区数目一般不会太多，只有一个或两个； （2）失速时增压系数急剧下降，在等转速线上有间断点； （3）特性线明显分为左下和右上，并出现迟滞现象。 2. 喘振喘振现象即为在压缩机流道中，由于工况改变，流量明显减少，出现更为严重的气流脱离，流动情况会大大恶化。这时工作叶轮虽仍在旋转，对气体做功大都变为能量损失，但却不能提高气体压力，于是压缩机出口压力显著下降。由于压缩机是和管网一起工作，如果管网容量较大，其反应不敏 2002年9月3日收到 西安市710049 — 93—压缩机动态防喘振控制策略进展分析

风机的失速和喘振

5.4 风机的失速和喘振 5.4.1 失速 由流体力学知，当速度为v 的直线平行流以某一冲角（翼弦与来流方向的夹角）绕流二元孤立翼 型（机翼）时，由于沿气流流动方向的两侧不对称，使得翼型上部区域的流线变密，流速增加，翼型下部区域的流线变稀，流速减小。因此，流体作用在翼型下部表面上的压力将大于流体作用在翼型上部表面的压力，结果在翼型上形成一个向上的作用力。如果绕流体是理想流体，则这个力和来流方向垂直，称为升力，其大小由儒可夫斯基升力公式确定： FL＝ρυ∞Γ Γ－速度环量ρ－绕流流体的密度 其方向是在来流速度方向沿速度环量的反方向转90°来确定。 轴流风机性能曲线的左半部具有一个马鞍形的区域，在此区段运行有时会出现风机的流量、压头、 和功率的大幅度脉动等不正常工况，一般称为“喘振”，这一不稳定工况区称为喘振区。实际上，喘振仅仅是不稳定工况区内可能遇到的现象，而在该区域内必然要出现不正常的空气动力工况则是旋转脱流或称旋转失速。这两种不正常工况是不同的，但是它们又有一定的关系。 轴流风机叶片前后的压差，在其它都不变的情况下，其压差的大小决定于动叶冲角的大小，在临 界冲角值以内，上述压差大致与叶片的冲角成比例，不同的叶片叶型有不同的临界冲角值。翼型的冲角不超过临界值，气流会离开叶片凸面发生边界层分离现象，产生大面积的涡流，此时风机的全压下降，这种情况称为“失速现象”，如图5－15。

泵与风机进入不稳定工况区，其叶片上将产生旋转脱流，可能使叶片发生共振，造成叶片疲劳断 裂。现以轴流式风机为例说明旋转脱流及其引起的振动。当风机处于正常工况工作时，冲角等于零， 而绕翼型的气流保持其流线形状，如图示：当气流与叶片进口形成正冲角时，随着冲角的增大，在叶 片后缘点附近产生涡流，而且气流开始从上表面分离。当正冲角超过某一临界值时，气流在叶片背部 的流动遭到破坏，升力减小，阻力却急剧增加，这种现象称为“旋转脱流”或“失速”。如果脱流现象发生在风机的叶道内，则脱流将对叶道造成堵塞，使叶道内的阻力增大，同时风压也随之而迅速降低。风机的叶片由于加工及安装等原因不可能有完全相同的形状和安装角，同时流体的来流流向也不 完全均匀。因此当运行工况变化而使流动方向发生偏离时，在各个叶片进口的冲角就不可能完全相同，如果某一叶片进口处的冲角达到临界值时，就首先在该叶片上发生脱流，而不会所有叶片都同时发生 脱流。如下图示：假设在叶道2 首先由于脱流而出现气流阻塞现象，叶道受堵塞后，通过的流量减少，在该叶道前形成低速停滞区，于是原来进入叶道2 的气流只能分流进入叶道1 和3。这两股分流来的气 流又与原来进入叶道1 和3 的气流汇合，从而改变了原来的气流方向，使流入叶道1 的气流冲角减小，而流入叶道3 的冲角增大，由此可知，分流的结果将使叶道1 内的绕流情况有所改善，脱流的可能性 减小，甚至消失，而叶道3 内部却因冲角增大而促使发生脱流，叶道3 内发生脱流后又形成堵塞，使 叶道3 前的气流发生分流，其结果又促使叶道4 内发生脱流和堵塞，这种现象继续下去，使脱流现象 所造成的堵塞区沿着与叶轮旋转相反的方向移动。试验表明，脱流的传播相对速度W1 远小于叶轮本 身旋转角速度W 因此，在绝对运动中，可以观察到脱流区以W-W1 的速度旋转，方向与叶轮转向相同，此种现象称为“旋转脱流”或“旋转失速”。 风机进入不稳定工况区运行，叶轮内将产生一个到数个旋转脱流区，叶片依次经过脱流区要受到 交变应力的作用，这种交变应力会使叶片产生疲劳。叶片每经过一次脱流区将受到一次激振力的作用，此激振力的作用频率与旋转脱流的速度成正比，当脱流区的数目2、3、、、、时，则作用于每个叶片的激振力频率也作2 倍、3 倍、、、、的变化。如果这一激振力的作用频率与叶片的固有频率成整数倍关系，

美国CCS压缩机防喘振控制器

喘振预防控制器数据手册 喘振预防控制器 CCS的喘振预防控制器（SPC）能够有效和可靠地保护压缩机避免喘振。CCS 能精确地在条件大范围变化情况下界定喘振线并可设置控制线来优化喘振保护，不需要其他不必要的再循环或放气（装置）。目前控制器在使用气体成分恒定的透平压缩机上的应用已经有详细描述。 喘振控制策略 图1为喘振预防控制系统的配置和其与压缩工艺过程中的连接图。 它包括下列测量装置：转速变送器，导叶位置变送器，入口压力变松器，入口温度变送器。注意安装测量压缩机流量和/或功率的传感器是期望（理想）的但不是必需的。为预防压缩机喘振，该系统打开安装在紧邻压缩机排放输送管旁的防喘振阀门。 众所周知，动态压缩是由增加气流的特定机械能量（用多变压头表示）来实现的。这个多变压头的增加（H p）可以这样计算：

其中： B 是比例常数， 是压比 (=Pd/Ps), σ是多变指数, 是吸入温度， MW 是分子量， 是平均压缩因数。 喘振极限条件的压比的数值，可以根据喘振试验获得的转速和（或） 导叶位置经验性函数获得。它也可根据压缩机厂商提供的理论上的压缩机性能图进行计算获得。 确定当前吸入温度（T s st）下的喘振极限多变压头为转速和（或） 导叶位置方程如下： 对于恒定气体组分的气体或空气，鼓风机在任意给定的转速和/或导向叶片位置情况下，我们假设压缩效应是可以忽略的。喘振极限条件压比在不同吸入温度和任意给定的转速条件下可以计算为： 这个包含吸入温度补偿因数关系的修正参数方程与不变坐标系下的标准版 本不同。多变指数不能被测量。该变量需要按照当前气体组分和压缩机 效率进行确定。所以多变指数必须被假设。在其被设置不精确的情况下，将 可能导致对喘振极限设定点的错误估算。温度校正线会出现负斜率，换句话说，增加吸入温度会引起在IGV同样速度下喘振线压力比值的减少。另外，效率和 气体组分假设上的变化值也会影响补偿系数使受影响跨度1%以内。在算法中

关于轴流风机的喘振及其预防方法

关于轴流风机的喘振及其预防方法 发表时间:2002-9-16作者：胡惠源 摘要： 1 两台轴流风机并联运行特性 2台变节距轴流风机可并联运行。但要注意避免喘振，(后面将作专门讨论)图1所示为2台变节距轴流风机的运行特性。图1中风机特性为单只风机的特性。曲线I表示锅炉的阻力曲线。如果，两台风机是同步调节，工作点1表示锅炉需要的空气体积流量，则工作点2为每台风机的运行点。 事实上的两台风机工况也可不一样。这种配合很复杂，每台风机可在1到Y之间的任一点工作，而2台风机的风量总和只要等于工作点1的风量即可。虽然，从图1中可知，为保证其效率最高，每台风机最好在工作点2运行。 设想加大轴流风机的尺寸，以使1台风机运行就能在工作点1运行，。如果有第2台风机启动，并并入并联运行时，第2台风机一定经过3→X→Y→1，虽然在X到Y时会产生喘振。解决此问题的方法是在第2台风机投运之前要降低锅炉负荷，使工作点1降下来，降到某值，以确保第2台风机投入并联运行时不会通过喘振区。 2 喘振特性 轴流风机有喘振问题，喘振是一种空气动力现象。 如果风机叶片要求提供大于其设计时的推力，在叶片周围则要发生流传的分裂，使得风机不稳定，不能运行在它的正常性能曲线上，这就

是发生喘振的原因。 图2中的曲线上标有A的等叶片角是正常风机性能曲线。每个叶片角曲线有其单独的喘振点，以I表示。曲线C是把所有的I点相连而成的，称为喘振线。喘振线上都是喘振区。 3条B虚线表示3个不同叶片角度的特征喘振曲线。此曲线表示如果发生喘振，风机运行所经历的路径，即如果运行在I点，风机会按B曲线路径运行。 图3表示喘振与锅炉阻力特性的关系。 设正常的锅炉系统的阻力曲线B，由于某种原因(例如主燃料跳闸)而增大，曲线B1为新的锅炉阻力曲线。运行点X将改变，先沿A到I点，此时发生喘振，再沿喘振特性曲线D工作，D与新的阻力曲线B：的交点X：为新的运行点。 如果系统阻力仍很高(曲线B1)，则风机一直运行在不稳定的喘振情况X l处，但系统阻力下降时，风机则从喘振情况恢复到正常的性能曲线A。 若在上述扰动下，改小叶片的角度，可使风机仍能稳定，例如在曲线A：时，虽然阻力曲线较高，但仍能稳定运行。 风机喘振时，会发生流量振动，其频率和能量是不可预测的，它会引起叶片的损坏。因此，要求采取防喘振措施。

基于GEFANUCGMR系统的轴流风机防喘振控制(doc 5页)

基于GEFANUCGMR系统的轴流风机防喘振控制(doc 5页)

基于GE FANUC GMR系统的轴流风机防喘振控制 应用 天津市协力自动化工程有限公司，利用GE/FANUC 公司-GMR 系统，在中国石油天然气总公司长庆石化分公司重油催化轴流风机中，实现轴流风机防喘振控制,气轮机调速控制;轴系仪表震动检测报警;润滑油、密封油控制系统;轴流机组启动/停车保护。自动防喘振控制及调速控制技术方案的成功实施,证实了 GMR 系统非常适合于大型轴流式压缩机组 ITCC 控制系统项目. 要求 本项目中采用的轴流式压缩机组入口为大气，所以防喘振控制阀不是控制回流量，而是放空（大气）。其次防喘振线的作用，一方面防止机组喘振，另一方面防止压缩机由于压力过高造成设备损坏。所以风机喘振线/防喘振线考虑的是二者综合性试验结果。风机 喘振线与防喘振线之间裕度一般设为（5~7%）。 风机喘振线数据，一般由机组厂家或设计院提供，最可靠的方法还是由机组厂家，根据现场

实验实测结果及机组能承受压力的能力，给出风机喘振线综合数据结果。 根据机组厂家实测后给出的综合喘振线数据，利用 GE FANUC 公司，Logicmaster90-70（简称 LM90）组态软件及上位 HMI CIMPLICITY 6.10（简称 HMI）软件，做出喘振线（两点变量连成线段）和防喘振线。喘振线方法是采用的多段折线连接形成一条曲线，见《图 1、一个折线段示意图》 图 1、一个折线段示意图 基本公式：Y=aX+b 其中： a 为斜率 b 为截距

X 为 X 坐标 Y 为 Y 坐标 解决方案 ITCC系统架构 GE FANUC GMR 系统配置：三个主机架BACK(分别有电源模块 PS，GMR CPU模块，90-70 总线控制器 GBC，MODBUS 通讯模块)，一个工程师站，两个操作站，分别安装 GMR 软件和编程软件及上位 HMI 软件，输入/输出采用三重化结构（三个独立Genius 模块），并配接协力自主研发的 INPUT/OUTPUT TERMINAL 及转速监测接口模块，组成带外回路自诊断；；模拟量输出三重化配置。ITCC 系统结构图如下，见图2、GE FANUC 公司 GMR 系统示意图。 (1) 管理层:工程师站 (2) 控制层:汽机控制站（操作站１） (3) 保护层: 机组转速控制、保护、启、停操作（操作站２）。