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，

专人注意吸风机画面，一旦发现吸风机电流偏差大于10A，立即解除自动，手动调节。建议增加吸风机电流偏差大报警，便于运行人员及

时发现异常工况。

2. 吸风机发生喘振的原因是通风系统阻力增加造成的。如：回转

式空预器堵灰，风道系统档板误动等。

针对这种现象采取一定的措施：提高风道系统档板的可靠性。加强空预器吹灰。加强空预器差压的监视和分析，差压超过1.1Kpa，检查空预器换热元件，及时进行高压水冲洗或碱洗。

3. 吸风机发生喘振后，必须正确处理。应及时关小喘振风机动叶，直至消除喘振，也要及时关小另一台风机动叶，防止超电流运行，导致事故掉闸或损坏设备。一旦发现风机振动或轴承温度达到紧急停运条件，必须马上停止运行。确认两台风机运行正常后，方可投入自动

调节。

结论：运行人员应加强对运行参数的监视和分析，对烟风系统的参数心中有数，对不同的负荷下，风机的电流，动叶的开度，烟气侧的流量，风机入口的压力，空预器烟气侧的差压进行分析，发现问题，

及时正确处理。

在事故处理过程中，应同时注意其它画面设备的监视和调整，防

止负压摆动造成锅炉灭火。

防止风机喘振保护原理

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。

风机的喘振保护构成原理及具体措施

风机的喘振保护构成原理 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。

失速与喘振

摘要：阐述了轴流通风机失速与喘振的形成机理，结合2×600MW机组一次风机的喘振问题，分析了失速与喘振的原因，同时还制定了检查及整改措施。 关键词：轴流式通风机失速喘振 中图分类号：TH432.1 文献标识码：B 文章编号：1006-8155（2007）03-0000-00 Analysis on Stall and Surge of Variax Blade Adjustable Axial Fl ow Fan and Improvement Measure Abstract: The formation principle of stall and surge for axial fl ow fan was elucidated, analyze the reason of stall and surge bonding the surge problem of 2*600MW primary fan, at one time, draw the measure of check and improvement. Key Words: Axial fl ow fan Stall Surge 0 引言 由于动叶可调轴流通风机具有体积小、质量轻、低负荷区域效率较高、调节范围宽广、反应速度快等优点，近十年来，国内大型火力发电厂已普遍采用动叶可调轴流通风机。因为轴流通风机具有驼峰形性能曲线这一特点，理论上决定了风机存在不稳定区。风机并不是在任何工作点都能稳定运行，当风机工作点移至不稳定区时就有可能引发风机失速及喘振等现象的发生。 笔者针对扬州第二发电有限责任公司二期扩建工程2×600MW 机组一次风机在安装、调试期间发生的失速问题，对失速与喘振的原理进行了分析，并提出了相应检查和整改措施，以及风机在正常运行过程中如何避免失速与喘振的发生。 1 轴流通风机失速与喘振的关系

600MW机组引风机失速、喘振异常的分析与探讨

600MW机组引风机失速、喘振异常的分析与探讨 发表时间：2018-01-10T11:10:17.063Z 来源：《电力设备》2017年第27期作者：张立刚 [导读] 摘要：大型锅炉引风机运行的稳定性和可靠性会对电力生产的效率及经济效益产生影响，而失速、喘振作为大型锅炉引风机最为常见的异常故障，对其进行研究就显得尤为重要。 （陕西德源府谷能源有限公司陕西榆林 719400） 摘要：大型锅炉引风机运行的稳定性和可靠性会对电力生产的效率及经济效益产生影响，而失速、喘振作为大型锅炉引风机最为常见的异常故障，对其进行研究就显得尤为重要。笔者结合大型锅炉引风机的工作特点，就失速、喘振等异常情况进行了分析，总结了风机型号选择、运行方式等方面存在的问题，希望可以为大型锅炉引风机相关异常的处理提供借鉴。 关键词：大型锅炉；引风机；失速；喘振 国家环境保护部在2011年颁布《火电厂大气污染物排放标准》，要求燃煤机组燃烧排放的烟气中氮氧化物浓度不能超过100mg/m3，现在全国各电厂陆续进行更为严格的超低排放改造，电力企业纷纷对锅炉低氮燃烧器、分级配风及加设SCR脱硝装置改造，实现对氮氧化物排放的有效控制，这种改造需要在烟道中安装两层催化剂，烟道阻力约增加1000Pa。引风机作为火力发电厂主要辅机设备，其耗电量占机组厂用电率的比重较大，加装SCR系统的机组大量喷氨降低氮氧化物，氨逃逸率过大使硫酸氢铵大量增加，而在160-230℃温度区间，硫酸氢铵是一种高粘性液态物质，粘附烟气中的飞灰颗粒板结在空预器换热元件上，导致空预器阻力增加，进一步增大了引风机出力，而且按原来风烟系统阻力选型的引风机调整范围变窄，易引起风机喘振等现象。 一、锅炉引风机失速、喘振异常概述 1.1引风机失速、喘振异常的发生原理 首先引风机失速即叶片叶弦的夹角和气流方向被称为冲角，会使进入风机叶栅的气流冲角随着开得过大的风机动叶而增大，一旦冲角超过临界值，叶片背面尾端立即会出现涡流区，冲角超过临界值越多则表示失速越严重，同时会加大流体阻力，进而堵塞流道，降低风机风压后引发喘振。 其次轴流风机运行中喘振是最特殊的现象，风机风量与出口压力不对应是造成风机喘振的原因。喘振指风机在运行于不稳定区域内并引起电流、风量和压力的大幅度脉动及管道和风机剧震动的现象。高压头，大容量风机发生喘振的危害很大，会直接损坏设备和轴承，锅炉的安全运行也会受风机事故的直接影响，总而言之，失速是发生喘振的基本因素，然而失速却不一定会是喘振，它只是单纯地失速恶化表现。 1.2引风机失速、喘振危害 失速导致风机损坏，由于旋转失速使风机各叶片受到周期性力作用，若风机在失速区内运行相当长时间，会造成叶片断裂，叶轮的其它部件也会受到损害。失速导致喘振，若管道系统容积与阻力适当，在风机发生失速压力降低时，出口管道内的压力会高于风机产生的压力而使气流发生倒流，管道内压力迅速降低，风机又向管道输送气体，但因流量小风机又失速，气流又倒流。伴随喘振的发生，风机参数也大幅度波动，振动剧烈。可在很短时间内损坏风机，必须立即停止风机运行。风机发生喘振、失速时，造成炉膛压力大幅波动，锅炉燃烧不稳定，在高负荷发生时，可能导致风机跳闸、机组RB降出力、锅炉灭火等事故。风机喘振时，风机的风量和风压、电动机电流急剧波动，产生气流的撞击，振动显著增加，噪声巨大，此时风机叶片、机壳、风道均受大很大的交变力作用，会造成风机严重损坏，风机的容量与压头越大，则喘振的危害性越大。因此，轴流风机应避免在失速、喘振状态下长时间运行。 二、锅炉引风机失速、喘振异常的原因 2.1风机失速原因 如果风机长时间运行于失速区，必然会损坏叶轮的机械部件或造成叶片断裂，因此则有相关风机制造厂规定，如果风机运行于失速区域内超过15h则需立即更换叶片。但对于机组来说，风机失速会造成设备出现跳闸现象，同时会减少机组负荷及迫使单侧通风组停止运行。喘振前机组负荷为600MV，引风机动叶开度在93%左右，引风机喘振时的进口压力、电机电流和进口烟气流量呈大幅度周期性脉动，同时炉膛负压的波动也较大。引风机出现喘振时首先发生喘振的B侧引风机，电机电流也下降到215A，之后A侧引风机也开始出现喘振，还产生抢风现象，导致进口烟气流量、进口压力、电机电流的波动变化较大。恰好引风机附近有运行人员巡检，当场听到周期性和剧烈的噪音与振动。 2.2引风机喘振原因 空预器的烟气侧压差过大增加引风机进口管路阻力，最终出现管路特性曲线中所显示的变陡现象。对此引风机需不断增加出力使炉膛负压维持到相应的范围，引风机电流会随着动叶不断地开大而增加，进而导致引风机进入不稳定工况区域，造成引风机失速，失速恶化则会发生喘振并发展为和另一台引风机抢风情况，最终导致两台引风机进口烟气流量、电机电流、进口压力出现大幅度交替脉动，使机组和设备的安全运行受到严重威胁。 2.3引风机失速与喘振的联系和区别 轴流式风机的基本属性即失速，每个引风机上的叶轮可以都会出现不稳定的失速现象，但这种失速现象是肉眼看不到的，处于隐性之中。肉眼无法看到的，因此只能采用高频测试器和高灵敏度仪器对其探测。但喘振和它不同的一点就在于是显行的。风机的流量、压力、功率等脉动会在发生喘振时伴随着噪声有剧烈明显的晃动，但需指出的一点是，喘振只会出现在一定的条件内，如同等风机安装在不同系统就会出现喘振和不喘振现象。此外，叶片结构特性也是造成风机失速的因素之一，从开始到结束其基本规律都一直存在，其运行不会受系统容积形状的影响。风机与系统耦合的振荡特性是喘振的表现形式，风道容积在一定程度会限制其频率和振幅，在发生失速时尽管叶轮附近的工况会出现波动，然而整台风机的流量、压力和功率基本不会受失速影响，依旧保持稳定运行。但需指出的的是，整台风机的压力、流量和功率在发生喘振时会遭到大幅度脉动，致正常运行无法维持。此外，失速是降低压力的关键因素，它只存在于顶峰以左的区域段，喘振只发生于风机特性曲线的坡度区域段，二者有着紧密联系，因而喘振发生和失速的存在息息相关。 三、锅炉引风机失速、喘振异常解决办法 3.1合理选择引风机型号和型式 风机选型的合理确定是保证其经济安全运行的前提，其设计参数更要严格把握，如果参数过大，会导致风机不能运行在高效区域内，

防喘振控制原理及方法

4.2 离心压缩机防喘振控制 4.2.1 离心压缩机的喘振 1．离心压缩机喘振现象及原因 离心式压缩机在运行过程中，可能会出现这样一种现象，即当负荷低于某一定值时，气体的正常输送遭到破坏，气体的排出量时多时少，忽进忽出，发生强烈震荡，并发出如同哮喘病人“喘气”的噪声。此时可看到气体出口压力表、流量表的指示大幅波动。随之，机身也会剧烈震动，并带动出口管道、厂房震动，压缩机会发出周期性间断的吼响声。如不及时 采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。例如压缩机部件、密封环、轴承、叶轮、管线等设备和部件的损坏，这种现象就是离心式压缩机的喘振，或称飞动。 下面以图 4.2-1 所示为离心压缩机的特性曲线 来说明喘振现象的原因。离心压缩机的特性曲线显 示压缩机压缩比与进口容积流量间的关系。当转速 n 一定时，曲线上点c 有最大压缩比，对应流量设 为P Q ，该点称为喘振点。如果工作点为B 点，要 求压缩机流量继续下降，则压缩机吸入流量 P Q Q < ，工作点从C 点突跳到D 点，压缩机出口 压力C P 从突然下降到D P ，而出口管网压力仍为 C P ，因此气体回流，表现为流量为零 同时管网压力 图4.2-1 离心压缩机的特性曲线 也下降到 D P ，一旦管网压力与压缩机出口压力相等，压缩机由输送气体到管网，流量达到A Q 。因流量A Q 大于B 点的流量，因此压力憋高到B P ，而流量的继续下降，又使压缩机重 复上述过程，出现工作点从B A D C B →→→→的反复循环， 由于这种循环过程极迅速，因此也称为“飞动”。由于飞动时机体的震动发出类似哮喘病人的喘气吼声，因此，将这种由于飞动而造成离心压缩机流量呈现脉动的现象，称为离心压缩机的防喘振现象。 2．喘振线方程 喘振是离心压缩机的固有特性。离心压缩机的喘振点与被压缩机介质的特性、转速等有关。将不同转速下的喘振点连接，组成该压缩机的喘振线。实际应用时，需要考虑安全余量。 喘振线方程可近似用抛物线方程描述为： θ 2 121Q b a p p += （4.2-1） 式中，下标1表示入口参数；p 、Q 、θ分别表示压力、流 量和温度；b a 、是压缩机系数，由压缩机厂商提供。喘振线可用图4.2-2 表示。当一台离心压缩机用于压缩不同介质 气体时，压缩机系数会不同。管网容量大时，喘振频率低，喘 振的振幅大；反之，管网容量小时，喘振频率高，喘振的振幅 小。 图4.2-2 离心压缩机的喘振线

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。

火电厂风机喘振及失速分析

火电厂风机失速及喘振分析 【摘要】风机是电厂锅炉的主要辅助设备之一，是火力发电厂不可缺少的一部分，其所消耗的电量约占电厂总发电量的2~3%。随着用电量的不断增长和能源问题的出现，电厂风机运行的安全性越来越为人们所重视，其运行状况的好坏直接危及到整个机组的安全运行，严重影响火力发电厂的经济效益。本文重点针对电厂风机的喘振失速问题进行机理分析，并提出了运行处理及防范措施。 【关键词】风机失速喘振不稳定工作区运行处理预防 1.风机简述 1.1离心式风机和轴流式风机比较 风机主要有离心式和轴流式两种。离心式风机具有结构简单、运行可靠、效率较高、制造成本较低、噪音小等优点。但离心风机的容量受到叶轮材料强度的限制，不能随锅炉容量的增加而相应增大；而轴流式风机具有容量大，且结构紧凑、体积小、重量轻、耗电低、低负荷时效率高等优点，但轴流风机结构复杂，制造精度要求高。 鉴于轴流式风机的优点，大容量机组均选用轴流式风机。 1.2轴流式风机的运行调节 轴流式风机的运行调节有四种方式：动叶调节、节流调节、变速调节和入口静叶调节。动叶调节是通过改变风机叶片的角度，使风机的曲线发生改变，来实现改变风机的运行工作点和调节风量。这种调节经济性和安全性较好，每一个叶片角度对应一条曲线，且叶片角度的变化几乎和风量成线性关系。 节流调节的经济性很差，所以轴流式风机不采用这种调节方式。 变速调节是最经济的调节方式，但需要配置电机变频装置或液力偶和器。 进口静叶调节时系统阻力不变，风量随风机特性曲线的改变而改变，风机的工作点易进入不稳定工况区域。 2.风机失速与喘振机理 2.1失速机理 轴流式风机其工作原理是基于叶翼型理论(如图a)：当气流以某一冲角α进入叶轮时，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，结果在翼背上产生一个升力，同时在翼腹上产生一个大小相等方向相反的作用力，使气体排出叶轮呈螺旋形沿轴向向前运动。与此同时，风机进口处由于压差的作用，使气体不断地被吸入。 a、风机正常工况时的气体流动状况 b、风机脱流工况时的气体流动状况 动叶可调轴流风机，冲角α越大，翼背的周界越大，则升力越大，风机的压差越大，风量越小。当叶片冲角α达到临界值时，气流会在叶背尾端产生涡流区，即所谓的脱流工况（失

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

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

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。

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

风机喘振与失速

一，风机失速与喘振 1、失速是叶片结构特性造成的一种流体动力现象，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。 2、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。 3、喘振时风机的流量和压力周期性地反复变化，电流也摆来摆去，也就是说一台风机运行也可能发生喘振，而且是风机低负荷时。而失速通常发生在两台风机并列运行在大负荷时，失速发生时，失速风机风压、风量、振动、风机电机电流等参数突变后不发生波动，这是失速与喘振的最大区别。抢风是失速和喘振的一种通俗性的说法 二、喘振与失速的区别 当风机处于不稳定工作区运行时，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振动，并伴随着强烈的噪声，这种现象叫作喘振。风机在下列条件下才会发生喘振： 1.风机在不稳定工作区运行，且风机工作点落在性能曲线的上升段。 2.风机的管路系统具有较大的容积，并与风机构成一个弹性的空气动力系统。 3.系统内气流周期性波动频率与风机工作整个循环的频率合拍，产生共振。 风机并联运行时，有时会出现一台风机流量特别大，而另一台风机流量特别小的现象，若稍加调节则情况可能刚好相反，原来流量大的反而减小。如此反复下去，使之不能正常并联运行，这种现象称为抢风现象。 从风机性能曲线分析：具有马鞍形性能曲线的风机并联运行时，可能出现“抢风”现象。 所谓抢风，是指并联运行的两台风机，突然一台风机电流（流量）上升，加一台风机电流（流量）下降。此时，若关小大流量风机的调节风门试图平衡风量时，则会使另一台小流量风机跳至最大流量运行。在调整风门投自动时，风机的动叶或静叶频繁地开大、关小，严重时可能导致风机电机超电流而烧坏。 为避免风机出现抢风现象，在低负荷时可以单台运行，当单台风机运行满足不了需要时，再启动第二台参加并联运行。 当冲角增加到某一个临界值时，流体在叶片凸面的流动遭到了破坏，边界层严重分离，阻力大大增加，升力急剧减小。这种现象称为脱流或失速。 在叶轮叶栅上，流体对每个叶片的绕流情况不可能完全一致，因此脱流也不可能在每个叶片上同时产生。一旦某一个或某些叶片上首先产生了脱流，这个脱流就会在整个叶栅上逐个叶片地传播。这种现象称为旋转脱流。

防喘振阀简介

FISHER防喘振阀简介防喘振阀技术的关键在于其可靠性和最佳性能。 其重要特点： 一、保护压缩机 1、阀门必须快开与完全可靠； 2、阀门流量充分以防止起浪点； 3、避免噪音和振动所产生的压缩机和管道损害。 二、起动和停车时的敏感控制 1、阀门应随阶跃响应而活动，超调应限制在最小； 2、阀门备有正反馈位置； 3、阀门仪表附件调整简单。 典型气路图如下：

概述：整个气路的功能在正常情况下实现精确的阀位控制，快开慢关；在紧急情况（失气、失电）下快速打开阀门以保护压缩机。 正常情况（即调节控制）下，两个电磁阀带电，对三通电磁阀，3和2通；两通电磁阀，1和2断开。这时经过过滤减压后的空气分成三路，一路经单向阀到四通，然后到2625、储气罐、377的F口；一路经三通电磁阀后，到377的SUP口，来自SUP口的气体压缩377内部弹簧，这样在377内部气路中，A口和B口通，D口和E口通；另一路到DVC6020的SUP口，作为DVC的气源。当控制信号（控制系统DCS/PLC输出到DVC6020的4-20MA 信号）增大时，定位器A口输出增大，B口输出减小；增大的A口气压经377A-B口、快排阀后作用在汽缸（1061执行机构）上腔；B口的气压经377D-E口作为气路放大器2625的输入信号，控制2625输出到汽缸（1061执行机构）下腔的压力；这时，汽缸活塞上部的压力》下部的压力+管道

风压作用在碟板上的力+机构摩擦力，活塞往下运动，由铭牌上ACTION：PDTC（PUSH DOWN TO CLOSE，意思就是活塞往下运动时，阀门关闭）可知，阀门开口度减小。反之，控制信号减小，定位器A口输出减小，B口增大，这时由于有快排阀和气路放大器2625的作用，活塞快速往上运动，阀门实现快开。 当电磁阀失电，对三通电磁阀，1和2通，两通电磁阀1和2通； 这时，377SUP口的压力经三通电磁阀1口卸掉，377在其内部弹簧的作 用下，气路发生转换，B口和C口通，E口和F口通；储气罐的气加上 气源的气经377F-E口后作为气路放大器2625的控制信号，由于这时储 气罐的气压很高（等于减压阀出口压力），使2625主阀口开得很大，储 气罐里的气和气源的气以最大流量经2625进入汽缸下腔，汽缸上腔的 气经快排阀、两通电磁阀快速排向大气，阀门快速打开。 当失气时，由于有单向阀的存在，使得储气罐的压缩空气不致倒流。 整个原理同失电一样，只是使阀门快速打开的只有储气罐里的压缩空气。 储气罐里的压缩空气除了在气源失气时使阀门快速打开外，正常情 况下起稳定气路压力的作用。 各个主要附件的功能简介： 一、过滤器262K 主要功能：除去气源中污垢、水垢和一些固体杂质。

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，

风机分析报告模板 -

主辅机设备集中规模采购工作小组二〇一四年一月二十二日

目录 一、风机技术分析 (1) （一）概述 (1) （二）风机系统配置 (7) （三）供货范围及常规配置 (8) （四）主要形式及技术特点 (21) （五）主要制造厂产品及优点 (21) （六）集团内主要制造厂风机性能数据对比 (25) （七）新技术发展趋势 (26) 二、风机商务分析 (34) （一）各制造厂市场份额分析 (34) （二）市场价格走势 (37) （三）各制造厂在国电集团内中标价格汇总 (35) （四）国电集团内风机设备使用情况及存在问题 (44)

风机设备分析报告 一、风机技术分析 （一）概述 1.风机所属系统概述 风机是电厂锅炉的主要辅助设备之一，主要有送风机、引风机、一次风机。 送风机：供给锅炉燃料燃烧所需空气的风机。布置在锅炉空气预热器之前。将从大气中吸入的空气送入空气预热器，加热到设计温度后，一部分作为锅炉的二次风，直接经燃烧器送入锅炉炉膛；另一部分进入制粉系统作为干燥剂或作为一次风输送煤粉经燃烧器送入炉膛（乏气送粉系统），或作为三次风机经燃烧器送入炉膛（热风送煤系统）。若制粉系统配有专门从大气吸入空气的一次风机，则送风机只供给锅炉的二次风，也称二次风机。 引风机：将锅炉燃烧产物（烟气）从锅炉尾部吸出，并经烟囱排入大气的风机。安装在锅炉除尘器之后，也称为吸风机。 一次风机：供给锅炉燃料燃烧所需一次空气的风机。按其在系统中的安装位置，有冷一次风机和热一次风机之分。 2.风机定义 送风机：向炉膛内提供燃烧所需的二次风及磨煤机所需的干燥用风。 一次风机：提供一定压力、一定流量的一次风，将煤粉干燥并送入喷燃器，提供煤粉挥发份燃烧所需热量。

离心式压缩机防喘振控制设计讲解

1 概述 1.1压缩机喘振及其危害 压缩机运行中一个特殊现象就是喘振。防止喘振是压缩机运行中极其重要的问题。许多事实证明，压缩机大量事故都与喘振有关。喘振所以能造成极大的危害，是因为在喘振时气流产生强烈的往复脉冲，来回冲击压缩机转子及其他部件；气流强烈的无规律的震荡引起机组强烈振动，从而造成各种严重后果。喘振会造成转子大轴弯曲；密封损坏，造成严重的漏气，漏油；喘振的出现轻则使压缩机停机，中断生产过程造成经济损失，重则造成压缩机叶片损坏，造成人员伤害；喘振使轴向推力增大，烧坏止推轴瓦；破坏对中与安装质量，使振动加剧；强烈的振动可造成仪表失灵；严重持久的喘振可使转子与静止部分相撞，主轴和隔板断裂，甚至整个压缩机报废。 1.2喘振的工作原理及防治 压缩机在运行中，当管路系统阻力升高时，流量将随之减小，有可能降低到允许值以下。防喘振系统的任务就是在流量降到某一安全下限时，自动地将通大气的放空阀或回流到进口的旁通阀打开，增大经过空压机的流量，防止进入喘振区。取流量安全下限作为调节器的规定值。当流量测量值高于规定值时，放空阀全关：当测量值低于规定值时，调节器输出信号，将放空阀开启，使流量增加。压缩机工作效率高，在正常工况条件下运行平稳，压缩气流无脉动，对其所输送介质的压力、流量、温度变化的敏感性相对较大，容易发生喘振造成严重事故。所以应尽力防止压缩机进入喘振工况。喘振现象是完全可以得到有效控制的，如图（1）所示，根据离心压缩机在不同工况条件下的性能曲线，只要我们把压缩机的最小流量控制在工作区（控制线内），压缩机即可正常工作。喘振的标志是一最小流量点，低于这个流量即出现喘振。因此需要有一个防止压缩机发生喘振的控制系统，限制压缩机的流量不会降低到这种工况下的最低允许值。即不会使压缩机进入喘振工况区域内。

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。