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

脱流的发生只决定叶轮本身叶片结构性能、气流情况等因素，与风道系统的容量、形状等无关。旋转对风机的正常运转影响不如喘振这样严重。

风机在运行时发生喘振，情况就不相同。喘振时，风机的流量、全压和功率产生脉动或大幅度的脉动，同时伴有明显的噪声，有时甚至是高分贝的噪声。喘振时的振动有时是很剧烈的，损坏风机与管道系统。所以喘振发生时，风机无法运行。

轴流风机在叶轮进口处装置喘振报警装置，该装置是由一根皮托管布置在叶轮的前方，皮托管的开口对着叶轮的旋转方向，如图5－19示。皮托管是将一根直管的端部弯成90°（将皮托管的开口对着气流方向），用一U形管与皮托管相连，则U形管（压力表）的读数应该为气流的动能（动压）与静压之和（全压）。在正常情况下，皮托管所测到的气流压力为负值，因为它测到的是叶轮前的压力。但是当风机进入喘振区工作时，由于气流压力产生大幅度波动，所以皮托管测到的压力亦是一个波动的值。为了使皮托管发送的脉冲压力能通过压力开关发出报警信号，皮托管的报警值是这样规定的：当动叶片处于最小角度位置（－30°）用一U形管测得风机叶轮前的压力再加上2000Pa压力，作为喘振报警装置的报警整定值。当运行工况超过喘振极限时，通过皮托管与差压开关，利用声光向控制台发出报警信号，要求运行人员及时处理，使风机返回正常工况运行。

为防止轴流风机在运行时工作点落在旋转脱流、喘振区内，在选择轴流风机时应仔细核实风机的经常工作点是否落在稳定区内，同时在选择调节方法时，需注意工作点的变化情况，动叶可调轴流风机由于改变动叶的安装角进行调节，所以当风机减少流量时，小风量使轴向速度降低而造成的气流冲角的改变，恰好由动叶安装角的改变得以补偿，使气流的冲角不至于增大，于是风机不会产生旋转脱流，更不会产生喘振。动叶安装角减小时，风机不稳定区越来越小，这对风机的稳定运行是非常有利的。

防止喘振的具体措施：

1）使泵或风机的流量恒大于QK。如果系统中所需要的流量小于QK时，可装设再循环管或自动排出阀门，使风机的排出流量恒大于QK.

喘振报警装置

2）如果管路性能曲线不经过坐标原点时，改变风机的转速，也可能得到稳定的运行工况。通过风机各种转速下性能曲线中最高压力点的抛物线，将风机的性能曲线分割为两部分，右边为稳定工作区，左边为不稳定工作区，当管路性能曲线经过坐标原点时，改变转速并无效果，因此时各转速下的工作点均是相似工况点。

3）对轴流式风机采用可调叶片调节。当系统需要的流量减小时，则减小其安装角，性能曲线下移，临界点向左下方移动，输出流量也相应减小。

4）最根本的措施是尽量避免采用具有驼峰形性能曲线的风机，而采用性能曲线平直向下倾斜的风机。

失速和喘振是两种不同的概念，失速是叶片结构特性造成的一种流体动力现象，它的一些基本特性，例如：失速区的旋转速度、脱流的起始点、消失点等，都有它自己的规律，不受风机系统的容积和形状的影响。

喘振是风机性能与管道装置耦合后振荡特性的一种表现形式，它的振幅、频率等基本特性受风机管道系统容积的支配，其流量、压力功率的波动是由不稳定工况区造成的，但是试验研究表明，喘振现象的出现总是与叶道内气流的脱流密切相关，而冲角的增大也与流量的减小有关。所以，在出现喘振的不稳定工况区内必定会出现旋转脱流。

喘振原因分析及对策

离心式鼓风机喘振原因分析及对策 离心式鼓风机在使用过程中发生的喘振现象，对喘振产生的原因和影响喘振的主要因素进行了分析，提出了判断喘振的方法，并总结了几种消喘振的解决方案，如采用变频器启动、采用出风管放气、降低生物池的污泥浓度、保证管路畅通改变鼓风机的“争风”状态、加强人员技能培训、定期维护保养等。 关键词：离心式鼓风机；喘振；对策 1喘振 1．1喘振产生的原因 在鼓风机运转过程中，当流量不断减少到最小值Qmin(喘振工况)时，进入叶栅的气流发生分离，在分离区沿着叶轮旋转方向并以比叶轮旋转角速度小的速度移动。当旋转脱离扩散到整个通道，会使鼓风机出口压力突然大幅下降，而管网中压力并未马上减低，于是管网中的气体压力就大于鼓风机出口处的压力，管网中的气体倒流向鼓风机，直到管网中的压力下降至低于鼓风机出口压力才停止。接着，鼓风机开始向管网供气，将倒流的气体压出去，使机内流量减少，压力再次突然下降，管网中的气体重新倒流至风机内，如此周而复始，在整个系统中产生周期性的低频高振幅的压力脉动及气流振荡现象，并发出很大的声响，机器产生剧烈振动，以致无法工作，这就产生了喘振。 1．2影响喘振的主要因素 ①转速 离心式压缩机转速变化时，其性能曲线也将随之改变。当转速提高时，压缩机叶轮对气体所做的功将增大，在相同的容积流量下，气体的压力也增大，性能曲线上移。反之，转速降低则使性能曲线下移。随着转速的增加，喘振界限向大流量区移动。 ②管网特性 离心式鼓风机的工作点是鼓风机性能曲线与管网特性曲线的交点，只要其中一条曲线发生变化(如将鼓风机出口阀关小)，工作点就会改变。管网阻力增大，其特性曲线将变陡，致使工作点向小流量方向移动。 ③进气状态 在实际生产中，进气压力过低、背压过高、进(排)气量忽然减少、进气温度过高、鼓风机转速忽然降低、机械故障、进口风道过滤网堵塞、生物池污泥浓度过高、曝气头堵塞、喘振报警装置失灵等都会引起鼓风机喘振。 2喘振的判断及消除 2．1喘振现象的判断 ①鼓风机抽出的风量时大时小，产生的风压时高时低，系统内气体的压力和流量也会发生很大的波动。

柴油机涡轮增压器喘振的分析及排除

大连交通大学成人教育学院 毕业论文(设计) 题目柴油机涡轮增压器喘振的原因分析及排除铁道机车车辆专业 学生姓名刘杨班级 指导老师职称(务) 指导单位 教研室主任 完成日期年月日

大连交通大学成人教育学院 毕业论文(设计)评阅书 学生姓名刘杨班级 题目柴油机涡轮增压器喘振的原因分析及排除 指导老师职称(务) 指导单位 教研室主任 1.指导教师评语: 签名: 2.答辩委员会综合评语: 经毕业(论文)设计答辩委员会综合评定成绩为: 答辩委员会主任(签字): 年月日

大连交通大学成人教育学院 毕业论文(设计) 题目柴油机涡轮增压器喘振的原因分析及排除 起止日期年月日至年月日 学生姓名刘杨班级 指导老师职称(务) 指导单位 教研室主任 日期年月日

任务及要求 1．在查阅分析资料的基础上确定论文研究的主要内容及论文提纲 2.对我国铁路东风型内燃机车废气涡轮增压器喘振的原因进行分析 3.探讨影响我国铁路东风型内燃机车废气涡轮增压器喘振的具体原因及消除方法 4.提出消除东风型内燃机车废气涡轮增压器喘振的几点建议 5.论文要求内容详实、论据充分、条例清楚、结构严谨、有独立见解、有所创新，论文符合《大连交通大学成人教育学院毕业设计的要求》。

毕业设计（论文）内容 计：说明书（论文）16页表格 0 张插图 0 幅附设计图 0 张 完成日期年月日

摘要 增压是提高柴油机功率最主要、最有效的途径，随着增压压力的提高，柴油机的功率成比例提高，因此增压器一旦工作异常或发生故障对柴油机的工作性能影响很大。经调查发现，增压器故障在柴油机故障中所占比例正在逐年增大，而其中又以增压器的喘振最为常见，且危害巨大。本文即深入分析柴油机涡轮增压器的喘振故障，又对增压器的特性进行探讨，并且对增压器与柴油机的配合进行讨论，进而深入分析增压器喘振故障的理论原因，并给出一些实际情况中引起喘振的具体因素和相应的预防、排除方法。 关键词：柴油机涡轮增压器喘振分析排除

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施精编版

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 集团企业公司编码：（LL3698-KKI1269-TM2483-LUI12689-ITT289-

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 轴流风机以其流量大、启动力矩小、对风道系统变化适应性强的优势逐步取代离心风机成为主流。轴流风机有动叶和静叶2种调节方式。动叶可调轴流风机通过改变做功叶片的角度来改变工况，没有截流损失，效率高，还可以避免在小流量工况下出现不稳定现象，但其结构复杂，对调节装置稳定性及可靠性要求较高，对制造精度要求也较高，易出现故障，所以一般只用于送风机及一次风机。静叶可调轴流风机通过改变流通面积和入口气流导向的方式来改变工况，有截流损失，但其结构简单，调节机构故障率很低，所以一般用于工作环境恶劣的引风机。 随着轴流风机的广泛应用，与其结构特点相对应的振动问题也逐步暴露，这些问题在离心式风机上则不存在或不常见。本文通过总结各种轴流风机异常振动故障案例，对其中一些有特点的振动及其产生的原因进行汇总分析。 一、动叶调节结构导致振动 动叶可调轴流风机通过在线调节动叶开度来改变风机运行工况，这主要依赖轮毂里的液压调节控制机构来实现，各个叶片角度的调节涉及到一系列的调节部件，因而对各部件的安装、配合及部件本身的变形、磨损要求较高，液压动叶调节系统结构如图1所示。动叶调节结构对振动的影响主要分单级叶轮的部分叶片开度不同步、两级叶轮的叶片开度不同步及调节部件本身偏心3个方面。 （一）单级叶轮部分叶片开度不同步 单级叶轮部分叶片开度不同步主要是由于滑块磨损、调节杆与曲柄配合松动、叶柄导向轴承及推力轴承转动不畅引起的。这些部件均为液压缸到动叶片之间的传动配合部件，会导致部分风机叶片开度不到位，而风机叶片重量及安装半径均较大，部分风机叶片开度不一致会产生质量严重不平衡，导致风机在高转速下出现明显振动。 单级叶轮部分叶片开度不同步引起的振动主要特点如下： 1)振动频谱和普通质量均不平衡，振动故障频谱中主要为工频成分，同时部分叶片不同步会产生一定的气流脉动，使振动频谱中出现叶片通过频率及其谐波，部分部件的磨损及松动则会产生一定的非线性冲

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 轴流风机以其流量大、启动力矩小、对风道系统变化适应性强的优势逐步取 代离心风机成为主流。轴流风机有动叶和静叶2种调节方式。动叶可调轴流风机通过改变做功叶片的角度来改变工况，没有截流损失，效率高，还可以避免在小流量工况下出现不稳定现象，但其结构复杂，对调节装置稳定性及可靠性要求较高，对制造精度要求也较高，易出现故障，所以一般只用于送风机及一次风机。静叶可调轴流风机通过改变流通面积和入口气流导向的方式来改变工况，有截流损失，但其结构简单，调节机构故障率很低，所以一般用于工作环境恶劣的引风机。 随着轴流风机的广泛应用，与其结构特点相对应的振动问题也逐步暴 露，这些问题在离心式风机上则不存在或不常见。本文通过总结各种轴流风机异常振动故障案例，对其中一些有特点的振动及其产生的原因进行汇总分析。 一、动叶调节结构导致振动 动叶可调轴流风机通过在线调节动叶开度来改变风机运行工况，这主要依赖轮毂里的液压调节控制机构来实现，各个叶片角度的调节涉及到一系列的调节部件，因而对各部件的安装、配合及部件本身的变形、磨损要求较高，液压动叶调节系统结构如图1所示。动叶调节结构对振动的影响主要分单级叶轮的部分叶片开度不同步、两级叶轮的叶片开度不同步及调节部件本身偏心3个方面。 （一）单级叶轮部分叶片开度不同步 单级叶轮部分叶片开度不同步主要是由于滑块磨损、调节杆与曲柄配合松动、叶柄导向轴承及推力轴承转动不畅引起的。这些部件均为液压缸到动叶片之间的传动配合部件，会导致部分风机叶片开度不到位，而风机叶片重量及安装半径均较大，部分风机叶片开度不一致会产生质量严重不平衡，导致风机在高转速下出现明显振动。 单级叶轮部分叶片开度不同步引起的振动主要特点如下： 1)振动频谱和普通质量均不平衡，振动故障频谱中主要为工频成分，同时部分叶片不同步会产生一定的气流脉动，使振动频谱中出现叶片通过频率及其谐波，部分部件的磨损及松动则会产生一定的非线性冲击，使振动频谱中出现工频高

风机运行中常见故障原因分析及其处理

风机运行中常见故障原因分析及其处理方法
风机是一种将原动机的机械能转换为输送气体、给予气体能量的机械，是机 械热端最关键机械设备之一，虽然风机的故障类型繁多，原因也很复杂，但根据 经验实际运行中风机故障较多的是：轴承振动、轴承温度高、运行时异响等。 1 风机轴承振动超标 风机轴承振动是运行中常见的故障，风机的振动会引起轴承和叶片损坏、螺 栓松动、机壳和风道损坏等故障，严重危及风机的安全运行。风机轴承振动超标 的原因较多， 如能针对不同的现象分析原因采取恰当的处理办法，往往能起到事 半功倍的效果。 1．1 叶片非工作面积灰引起风机振动 这类缺陷常见现象主要表现为风机在运行中振动突然上升。 这是因为当气体 进入叶轮时，与旋转的叶片工作面存在一定的角度，根据流体力学原理，气体在 叶片的非工作面一定有旋涡产生， 于是气体中的灰粒由于旋涡作用会慢慢地沉积 在非工作面上。 机翼型的叶片最易积灰。当积灰达到一定的重量时由于叶轮旋转 离心力的作用将一部分大块的积灰甩出叶轮。 由于各叶片上的积灰不可能完全均 匀一致， 聚集或可甩走的灰块时间不一定同步，结果因为叶片的积灰不均匀导致 叶轮质量分布不平衡，从而使风机振动增大。 在这种情况下，通常只需把叶片上的积灰铲除，叶轮又将重新达到平衡，从 而减少风机的振动。 在实际工作中，通常的处理方法是临时停机后打开风机叶轮 外壳，检修人员进入机壳内清除叶轮上的积灰。 1．2 叶片磨损引起风机振动 磨损是风机中最常见的现象，风机在运行中振动缓慢上升，一般是由于叶片 磨损， 平衡破坏后造成的。 此时处理风机振动的问题一般是在停机后做动平衡校 正。 1．3 风道系统振动导致引风机的振动 烟、 风道的振动通常会引起风机的受迫振动。这是生产中容易出现而又容易 忽视的情况。风机出口扩散筒随负荷的增大，进、出风量增大，振动也会随之改 变，而一般扩散筒的下部只有 4 个支点，如图 2 所示，另一边的接头石棉帆布是 软接头，这样一来整个扩散筒的 60％重量是悬吊受力。从图中可以看出轴承座 的振动直接与扩散筒有关，故负荷越大，轴承产生振动越大。针对这种状况，在 扩散筒出口端下面增加一个活支点（如图 3），可升可降可移动。当机组负荷变 化时，只需微调该支点，即可消除振动。经过现场实践效果非常显著。该种情况 在风道较短的情况下更容易出现。

通风机振动精度

机械工业部石化通用机械工业局企业标准 通风机振动精度 JB/TQ334—84 本标准适用于离心式，轴流式通风机（以下简称风机）振动的评价与测量。 1 风机的振动速度（均方根速度）应符合表1的规定。 2 风机振动速度的测量部位如下： a. 对叶轮直接装在电动机轴上的风机，应在电机定子两端轴承部位测量其垂直，水平，与轴向三个方向 （见图１）的振动速度并取其中最大读数作为度量值，当电动机带有风扇罩时则轴向振动不予测量。 图１ b. 对于双支撑轴承的风机或有两个轴承体的风机，按图２所示三个方向的要求测量原动机 c. 当两个轴承都装在同一个轴承箱内时，按图３所示三个方向的要求在轴承箱壳体轴承部 位测量其振动速度并取其中最大读数作为度量值。 d. 当被测的轴承箱在风机内部时，按ｂ或ｃ的要求，可预先装置振动传感器，然后引出至 风机外以指示器读数为测量依据，传感器安装的方向与测量方向的偏差不得大于±5°。 3 测振仪器应采用频率ｆ范围为10~500Hz 其速度范围为1~10mm/s 的接触式测振仪表。 4 测振仪表须经计量部门鉴定合格后才能使用。

图３ 5 被测的风机须装在大于10倍风机质量的底座或试车台上，装置的自振频率不得大于电机和风机转速的0.3倍。 6 在测试振动速度时，外部或周围环境对底座或试车台的影响，应符合下列规定：风机运 转时的振动速度与风机静止时的振动速度的差须大于3 倍以上，当差数小于此值时风机需采 用避免外界影响措施。 7 风机振动速度与振幅（位移）可按下式进行换算 V= 式中：V —振动速度mm/s S —振幅（位移）m μ ω—角速度rad/s 石化通用机械工业局1984—01—13发布1984—03—01实施

浅析船舶涡轮增压器喘振机理及其预防措施

浅析船舶涡轮增压器喘振机理及其预防措施 发表时间：2019-07-23T12:14:57.237Z 来源：《知识-力量》2019年9月34期作者：顾卫标 [导读] 涡轮增压器是船舶增压系统的核心部件，它的可靠性是保证船舶动力装置正常安全运行的主要环节，增压器最容易出现的故障即为喘振。本文首先介绍了增压系统的工作原理，然后阐述了增压器喘振的机理。最后，分析了喘振发生的原因并提出相应的预防措施。（江苏省海洋渔业指挥部，江苏南通 226006） 摘要：涡轮增压器是船舶增压系统的核心部件，它的可靠性是保证船舶动力装置正常安全运行的主要环节，增压器最容易出现的故障即为喘振。本文首先介绍了增压系统的工作原理，然后阐述了增压器喘振的机理。最后，分析了喘振发生的原因并提出相应的预防措施。 关键词：涡轮增压器；增压；喘振；预防措施 作为当今热效率最高的动力机械，柴油机以其良好的经济性广泛应用于远洋船舶和内河船舶。为了增加功率，改善热效率，提高经济性，柴油机增压程度不断提高。增压技术使柴油机的动力性、经济性上了一个台阶，增压也成为提高柴油机功率的主要途径。船用柴油机增压器一般应用废气涡轮增压的方法，利用柴油机排出的废气能量驱动涡轮高，带动与涡轮同轴的压气机叶轮高速旋转，压气机将空气压入柴油机的气缸，增加了柴油机的充气量，可供更多的燃油完全燃烧，不仅柴油机工作过程得到改善，燃油消耗下降，经济性提高，排放也得到改善。因此，其工况的好坏直接影响柴油机的工作。 涡轮增压器工作时，当压气机的排出压力和流量减少时，其工作点落在压气机的喘振区时，压气机排出的压力忽高忽低，空气流量忽正忽负，引起机器强烈振动，并发出沉重的喘息声和吼叫声。如果增压器轴承处于良好保养的状态，这种偶尔发生的喘振是没有危害的。但是应该避免进一步喘振的发生，因为那将损坏转子，引起增压器转轴振动和整个增压器的机械颠簸，对增压器的安全运行危害极大。发生喘振的主要因素： 1.增压系统流道阻塞 增压器系统流道阻塞是引起增压器喘振的最常见的原因，增压系统的气体流动线路为：“空气滤器---压气机---中冷器---进气管---气缸---排气管---废气涡轮---废气锅炉---烟囱---大气”特别是外来杂质，如油气、粉尘等赃物进入进气管道排气管道积碳，进气管道变形等，使流道阻力增大，压气机流量减小，背压升高，特性线左移（如右图）引起喘振。此外，柴油机长期燃烧不良，涡轮喷嘴、涡轮叶片、轮盘及气封间隙两旁壁面等地方聚集大量未燃尽的碳粒的油垢，增压器停车后，油垢会冷却凝固，加大增压器运转时的机械阻力，使涡轮性能下 降，最后使增压压力下降而导致喘振。 在日常管理中，应周期性清除汽缸进气口和排气口的积碳，并经常对空气滤清器、压气机进气流道、空气冷却器、涡轮喷嘴环和叶轮等进行清洗。当增压器流道阻塞严重时，须将增压器拆开进行清洗。而在运行时对压气机和涡轮机进行清洗，既可以减少增压器的拆装次数，有可避免此类原因引起的喘振。 2.增压器和柴油机的运行失配 柴油机与增压器匹配良好是指：柴油机达到预定的增压指标，增压器在柴油机全部工作范围内能稳定低运行，既不喘振也不超速，并尽可能在高效区工作。对于设计时选配良好的柴油机和增压器，在正常情况下是不会发生喘振的。但是，由于柴油机本身的某些故障或者由于装载、顶风、污底、大风浪航行或者轮机员操作不当，都可能导致柴油机和增压器匹配不良，引起喘振。柴油机喷油系统出现故障，会使柴油机燃烧不良，引起严重的后然；柴油机的活塞环断裂或者粘着，气阀烧损气阀间隙过小，都可能导致汽缸漏气，热负荷增大，排烟温度升高。若柴油机供油量不变，因而有功功率减小，柴油机转速下降。而排烟温度升高引起废气能量增加增压器转速增高，供气量增多，从而破坏了柴油机与增压器的正常匹配关系，导致压气机处于高背压小流量状态，容易发生喘振，但此种情况下，排除了柴油机的故障，也就消除了喘振。 船舶满载、顶风航行时，主机处于高负荷、低转速状态。柴油机燃油系统供油量增加，后燃引起废气能量增加，增压器转速升高，而汽缸耗气量却因为柴油机转速降低而减少，这同样容易引起增压器与柴油机匹配不佳而出现喘振。此情况下，减小柴油机油门就可消除喘振。 3.柴油机负荷骤变 如船舶遇到大风浪，螺旋桨出水，柴油机负荷骤然减少，转速升高，各缸供油大量减少，使供给增压器的废气量减少，增压器转速下降，从而是压气机空气流量减少，达到一定程度时会发生喘振，为防止这种情况，应避免飞车现象的发生。 4.环境温度的变化 当航行在不同温度的海域或季节，增压器与柴油机的配合运行点不同；气温升高，空气密度降低使进入压气机的空气流量减小，尽管排烟温度升高，排气管冷却能力下降，涡轮获得的能量反而减少，这样增压器转速降低将进一步导致空气流量减小，从而发生增压器喘振。持续的喘振可以通过调节扫气总管顶部的阀来临时处理。 结语 增压器出现故障，不要匆忙地更换增压器，应该寻找和判断故障原因和部位，并尽可能地加以排除。这样可以避免换上增压器后同样

TLT动叶可调轴流风机振动故障原因分析

TLT动叶可调轴流风机振动故障原因分析 马晟恺 （华能上海电力检修公司上海 200942） 摘要：能源是国民经济发展的基础，是关系人类生存的重要因素。随着全世界工业化、自动化的不断发展，人类对能源的需求量与日俱增。然而能源是有限的，过渡的开发和浪费能源终将危机人类自身，因此如何合理的利用能源、如何节约能源、如何提高能源的利用率，将会是人类科技进步中一个永恒的主题。对于火力发电厂中的锅炉辅机设备中，六大风机至关重要，一台风机的停运便会导致机组损失一半的发电量。所以，风机的安全稳定运行对于机组的正常发电有着决定性的作用。本文对TLT动叶可调轴流风机的振动现象、原因及处理办法进行了阐述。并致力于高效解决TLT动叶可调轴流风机进行了研究。 关键词：TLT；动叶可调；轴流风机；火力发电机组；振动。 作者简介：马晟恺（1987-），从事大型火力发电站热能装置工程技术工作。

一、概述 一台设备从设计、制造到安装、运行、维护、检修有许多环节，任何环节的偏差都会造成设备性能劣化或故障。同时，运行过程中设备处于各种各样的条件下，其内部必然会受到力、热、摩擦等多种物理、化学作用，使其性能发生变化，最终导致设备故障。 能源是国民经济发展的基础，是关系人类生存的重要因素。随着全世界工业化、自动化的不断发展，人类对能源的需求量与日俱增。然而能源是有限的，过渡的开发和浪费能源终将危机人类自身，因此如何合理的利用能源、如何节约能源、如何提高能源的利用率，将会是人类科技进步中一个永恒的主题。对于火力发电厂中的锅炉辅机设备中，六大风机至关重要，一台风机的停运便会导致机组损失一半的发电量。所以，风机的安全稳定运行对于机组的正常发电有着决定性的作用。 如今，由于国内火力发电机组向高参数、高容量发展。国内300MW、600MW、1000MW 的机组大多采用德国TLT公司技术的轴流式风机。因此，该种类型的风机是否能安全稳定运行成为了如今国内火力发电厂的新课题之一。 二、TLT动叶可调轴流风机简介 风机（AIR BLOWER）是依靠输入的机械能，提高气体压力并排送气体的机械，它是一种从动的流体机械。 我国于1979年引进德国TLT公司动叶可调轴流风机技术，适用于大型火电机组锅炉送风机、引风机、一次风机、脱硫风机以及矿井主通风机。采用的液压动叶可调，能使风机特性与使用工况在较大流量变化范围内相适应，从而能在较大区域内保持高效率，节能效果显著。有为最大到1500MW火电机组配套能力。风机性能参数可根据用户要求工况“量体裁衣”选择最佳效率设计生产。与此同时，公司还为上述产品配备了引进技术生产的大型消声器。 尤其对大型和特大型风机，液压调节能最佳地改变远行时动叶的位置，使风机特性经济地与远行工况相适应。我们把这些经验用于发展热电厂用的动叶可调的轴流式风机，尤其是在很早就已预测到锅炉装置容量的增大而需要相应的大型风机。与机械调节（在这种情况下风机不能实现高调节力调节）相比液压调节具有一系列优点：在转子一液压装置系统中，力的传送，对转子主轴承不产生反作用力：调节力不受限制；机械传动零件少，因而故障少；操纵机械的扭矩仅为30—50Nm（牛顿·米）；内装的反锁装置能防止过调和保证稳定的调节；由于装有配重，即使液力控制油压力降低，风机运行也不受影响。为使液压调节机构达到最佳的运行可靠性，每一台都在专用试验台上进行运转试验。 TLT动叶可调轴流风机设计的主要特点是：结构紧凑、坚固；单级和两级风机的零部件已标准化；由于卧式风机机壳的上半部易于拆下和立式风机的机壳等部件可以移动，所以转子、主轴承箱等检修方便。整体结构的主轴承箱装在机壳内部中心法兰之间；叶轮轮壳为焊接结构，厚的内环位于较小的直径处，因此减小了离心力。 TLT风机由于其设计系列化、零部件标准化、品种规格齐全，适用范围广泛，因而可以采用积木块式设计方法，利用这些标准化的零部件，组合成技术经济指标先进，不同型号规格的风机最大限度的满足用户需要，这种设计方法如同“量体裁衣”，可取得最佳的运行经济性。 TLT动叶可调轴流风机具有噪音小、效率高等明显特点。 动叶可调轴流风机装备有液压调节系统，可以通过液压传动以及机械传动带动叶片转动，达到调整叶片开度的目的。从而实现通过动叶调整改变风机风量大小的目的。 电厂电站风机形式主要分为轴流风机和离心风机两种。 风的流向和轴是平行的就叫轴流风机,(比如消防的排烟风机)反之就是离心风机,(比如风

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

浅析离心鼓风机喘振现象及处理方法

浅析离心鼓风机喘振现象及处理方法 李保川 光大水务（德州）有限公司 摘要：以光大水务（德州）有限公司南运河污水处理厂鼓风机为研究对象，结合其实际运行情况，对鼓风机运行过程中产生喘振的原因进行分析研究并制定出应对对策以及验证其可行性。 关键词：污水处理厂；离心式鼓风机；喘振； 光大水务（德州）有限公司南运河污水处理厂处理规模15万m3/d，一期工程处理规模为7.5万m3/d，二期工程处理规模为7.5万m3/d，采用的污水处理工艺为A/A/O工艺。生物池为一座两池，设计流量：Q=0.868m3/s，平面尺寸：109.90m×60.30m，分厌氧区、缺氧区、好氧区。曝气方式采用盘式微孔曝气，鼓风机采用上海华鼓鼓风机有限公司生产的多级低速离心式鼓风机，三用一备。配套驱动电机为西门子电机（中国）有限公司贝德牌电机。 多级低速离心式鼓风机型号为C110-1.7，进口压力101kpa，进口流量110m3/min，出口压力0.07Mpa,额定功率200Kw,转速2970r/min。配套驱动电机型号为BM315L2-2，功率200KW，转速2975r/min。曝气系统是整个污水处理工艺流程最为核心的部分之一，而鼓风机又是曝气系统的核心设备，所以，鼓风机运行质量的好坏对污水处理后是否符合标准起着决定性的作用。因此，鼓风机一旦出现故障，对污水处理厂将会是致命的打击。多级离心式鼓风机常见的故障以喘振为代表现象。

1.什么是喘振以及危害 “喘振”是离心鼓风机性能反常的一种不稳定的运行状态，在运行过程中，当负荷减小，负载流量下降到某一定值时出现工作不稳定，管道中的气体压力大于出口的气体压力，这时管道中的气体就会倒流回鼓风机，直到管道中的压力下降至低于出口处的压力才会停止，鼓风机会产生剧烈震动，同时会伴有如喘息一般“呼啦”“呼啦”的强烈噪音。喘振现象出现时，鼓风机的强烈震动会使机壳、轴承也出现强烈振动，并发出强烈、周期性的气流声。轴承液体润滑条件会遭到破坏，轴瓦会烧坏，转子与定子会产生摩擦、碰撞，密封元件也将严重破坏，更甚至会发生轴扭断。同时，对A/A/O池中的DO量影响严重，关系到出水达标问题。 2.鼓风机产生喘振的原因 压力/Mpa Q/（m3/h） 图1 转速恒定状态下进口空气流量与出口压力的特性曲线图离心鼓风机在转速恒定的状态下，其进口空气流量Q与出口的压力的特性如图1所示。A点与B点是鼓风机正常稳定运行状态的两个临界点，也就是说只有在A点与B点这个稳定区间内鼓风机才是正常运行状态。当鼓风机的输出流量超过B点时则为不稳定区域，处于不

风机震动原因分析

电站风机振动故障简易诊断 摘要：分析了风机运行中几种振动故障的原因及其基本特征，介绍了如何运用这些振动故障的基本特征对风机常见振动故障进行简易诊断，判断振动故障产生的根源。 关键词：风机；振动；诊断 风机是电站的重要辅机，风机出现故障或事故时，将引起发电机组降低出力或停运，造成发电量损失。而电站风机运行中出现最多、影响最大的就是振动，因此，当振动故障出现时，尤其是在故障预兆期内，迅速作出正确的诊断，具有重要的意义。简易诊断是根据设备的振动或其他状态信息，不用昂贵的仪器，通常运用普通的测振仪，自制的听针，通过听、看、摸、闻等方式，判断一般风机振动故障的原因。文中所述振动基于电厂离心式送风机、引风机和排粉机。 1轴承座振动 1.1转子质量不平衡引起的振动 在现场发生的风机轴承振动中，属于转子质量不平衡的振动占多数。造成转子质量不平衡的原因主要有：叶轮磨损(主要是叶片)不均匀或腐蚀；叶片表面有不均匀积灰或附着物(如铁锈)；机翼中空叶片或其他部位空腔粘灰；主轴局部高温使轴弯曲；叶轮检修后未找平衡；叶轮强度不足造成叶轮开裂或局部变形；叶轮上零件松动或连接件不紧固。转子不平衡引起的振动的特征：①振动值以水平方向为最大，而轴向很小，并且轴承座承力轴承

处振动大于推力轴承处；②振幅随转数升高而增大；③振动频率与转速频率相等；④振动稳定性比较好，对负荷变化不敏感；⑤空心叶片内部粘灰或个别零件未焊牢而位移时，测量的相位角值不稳定，其振动频率为30%～50%工作转速。 1.2动静部分之间碰摩引起的振动 如集流器出口与叶轮进口碰摩、叶轮与机壳碰摩、主轴与密封装臵之间碰摩。其振动特征：振动不稳定；振动是自激振动与转速无关；摩擦严重时会发生反向涡动； 1.3滚动轴承异常引起的振动 1.3.1轴承装配不良的振动 如果轴颈或轴肩台加工不良，轴颈弯曲，轴承安装倾斜，轴承内圈装配后造成与轴心线不重合，使轴承每转一圈产生一次交变的轴向力作用，滚动轴承的固定圆螺母松动造成局部振动。其振动特征为：振动值以轴向为最大；振动频率与旋转频率相等。 1.3.2滚动轴承表面损坏的振动 滚动轴承由于制造质量差、润滑不良、异物进入、与轴承箱的间隙不合标准等，会出现磨损、锈蚀、脱皮剥落、碎裂而造成损坏后，滚珠相互撞击而产生的高频冲击振动将传给轴承座，把加速度传感器放在轴承座上，即可监测到高频冲击振动信号。这种振动稳定性很差，与负荷无关，振动的振幅在水平、垂直、轴向三个方向均有可能最大，振动的精密诊断要借助频谱分析，运用频谱分析可以准确判断轴承损坏的准确位臵和损坏程度，在此不

离心风机喘振现象及原因

关于风机喘振现象的原因和避免方法 1、喘振现象及原因 具有驼峰型特性的风机在运行过程中，当负荷减小，负载流量下降到某一定值时，出现工作不稳定现象。这时流量忽多忽少，一会儿向负载排气，一会儿又从负载吸气，发出如同哮喘病人“喘气”的噪声，同时伴随着强烈振动，这种现象称之为喘振。 发生喘振现象的根源是离心风机所具有的驼峰型特性。图一给出了具驼峰型特性的离心风机的工作特性曲线。 图中，曲线１是离心风机在某一转速下的特性曲线，代表出口绝压P2和入口绝压P1之比与风机流量之间的关系，是一个驼峰曲线，驼峰点M处的流量为Qm。曲线２是管路特性曲线，正常工作点为A。可以看出，在驼峰点右侧，工作是稳定的。因为任何偶然因素造成的工作点波动（例如流量增加），对于风机特性曲线１而言，压力会减小，而对于管路特性曲线２而言，压力会增加，这两个相互矛盾的结果最终会使工作点返回到原来的位置，在驼峰点M的左侧，这种情况正好相反，任何偶然因素造成的工作点波动将使沿风机特性曲线１上的压力变化趋势与沿管路特性曲线２上的压力变化趋势具有完全的一致性，其结果加剧了工作点的偏移，使之不能返回到原来的工作点上，风机的工作出现不稳定情况。 因此，驼峰点M右侧的区域为稳定工作区域，驼峰点M左侧的区域为不稳定工作区域。负荷下降使处于驼峰右侧的工作点向驼峰点靠近，工作点越靠近驼峰点M，越会出现工作不稳定的可能性，驼峰型特性是发生喘振现象的主要原因。 2、防喘振控制思路 图二给出了风机在不同转速下的特性曲线，可以看出。转速不同，相应的驼峰点和驼峰流量也不同。转速越低，驼峰点越向左移，驼峰流量越小。把不同转速下的驼峰点连接起来，就构成了一条曲线，曲线右侧为稳定工作区，曲线左侧为喘振区。我们称驼峰流量为极限流量，相应的驼峰点连接曲线被称为喘振极限线。 显然，只要在任何转速下，控制风机的流量，使其大于极限流量，则风机便不会发生喘振问题。这就是防喘振控制的基本思想。

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

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，

轴流风机振动故障分析与处理

轴流风机振动故障分析与处理 一、设备参数与结构 风机型号W12g12.5，叶轮直径D2 =1250mm，最高转速n=2550r/min,设计性能参数为：风量Q=235440m3/h,全压p=11 000Pa，进口温度t=150℃，进口密度ρ=0.763kg/m 3 ，输送介质为转炉煤气（干法除尘）。 风机结构和试验台布置见图1。该风机主要由转子和定子组成，转子包括主轴、叶轮、联轴器、固定端轴承（以下简称轴承1）和非固定端轴承（以下简称轴承2），定子包括进风箱（含进口导叶和轴承I的底座）、机壳（含后导叶和轴承II的底座）、扩压器和钢制风机底座。显然，与一般离心风机结构不同的是，轴承I的底座和轴承II的底座均未与混凝土基础直接接触。为完成运转试验过程，由增速机通过长度为3.3m的加长型空心轴将两台直流电动机串联。

二、振动特点 根据转炉各冶炼阶段（准备、预热/降罩、吹炼、补吹、出钢、清理炉口、加废钢兑铁）的不同，该风机的运行工况频繁变换。因此，不仅要满足各冶炼阶段所需性能参数以及防泄漏、防爆的要求，还要满足35～38min内低、高速频繁调速运行的要求。所以，制造厂需对其进行严格的出厂运行实验。然而，该风机在运行实验中却发生了严重的振动问题，振动数据见表1，尤其进行的所有实验转速还远达不到最高设计转速2 550r/min，显然，这个振动问题的分析和处理十分具有挑战性。

由表1可分析其振动特点如下： 1）风机振动与转速关联性强，转速越高，振动越大； 2）风机升/降速过程中，在同一转速的振动特性相同，具有重复性； 3）风机轴承I 与轴承II 振动相差不大，即振动数量级相同；在2 320r/min 以上，风机轴承I与轴承II相比，前者垂直方向振动小于后者，而水平方向振动大于后者，显示二者在垂直和水平方向的刚度存在差异； 4）增速机振动与转速关联性强，在输出轴反转2 400r/min时达到10.0mm/s,由此增加了振动问题的复杂性； 5）受电机功率限制，最高转速只有达到正转2 349r/min和反转2 400r/min，不可能实施冲转实验； 6）风机最高线速度为167m/s,但在试验中无法实施，需由次高转速判断最高转速时的振动特性。 三、振动检测分析 风机主要有动不平衡、不对中、轴承故障、转子零部件部分松动或脱落、转子转速接近临界转速、共振等八大类振动问题，但具体表现在不同的风机结构

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

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