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轴流风机的失速和喘振及预防(精)

轴流风机的失速和喘振及预防(精)
轴流风机的失速和喘振及预防(精)

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。

风机的叶片在制造及安装过程中,由于各种客观因素的存在,使叶片不可能有完全相同的形状和安装角,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。当某一叶片进口处的冲角达到临界值时,就可能首先在该叶片上发生失速,并非是所有叶片都会同时发生失速,失速可能会发生在一个或几个区域,该区域内也可能包括一个或多个叶片;由于失速区不是静止的,它会从一个叶片向另一个叶片或一组叶片扩散;如图2所示,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,失速区是旋转的,其旋转方向与叶轮旋转方向相反,这种现象称为旋转失速。

图2 旋转脱流工况

2、轴流风机的喘振

当系统管网阻力突然增大使得流量和流速减小,或风机动叶开度过大,都会使进入风机叶栅的气流冲角α增大 , 冲角α超过临界值时,在叶片背面尾端就会出现涡流(脱流)区,冲角超过临界值越多,则失速越严重,在叶片背部形成的涡流区也会迅速扩大,使叶片流道出现阻塞现象,此时流动阻力增加,风机输送的压能则大为降低,发生旋转失速,流动工况大为恶化 , 风机出口压力明显下降。此时若管网容量较大,且反应不敏感,管网中的压力不会同时立即下降而维持较高值,这使得管网中压力大于风机出口压力,压力高的气体有一

种回冲趋势,使风机中气体流动恶化,当气流前进的动能不足以克服回冲趋势时,管网中的气流反过来向风机倒流(图3中A→K→D→

C),这种倒流结果使得叶栅前后压力差逐渐消失,此时气流又在叶片的推动下做正向流动,风机又恢复了正常工作,向管网输气(图3中C→D→K);管网压力升高到一定值后,风机的正常排气又受到阻碍,流量又大大减小,风机又出现失速,出口压力又突然下降,继而又出现倒流;如此不断循环,于是出现了整个风机管网系统的周期性振荡现象,即形成风机“喘振现象”。

理论上对轴流通风机喘振的的阐述与实际的喘振现象存在着差异,现有的喘振型理论是建立在大容量系统单风机运行方式的基础上,工程上应用的是两台风机并列运行的方式。在实际运行中,轴流风机喘振的发生在增加风机出力的过程中;并列运行的风机只是单台风机发生喘振,不会两台同时喘振;风机喘振时电机电流下降 , 并无摆动现象,最明显特征是喘振风机的风量被压制、急剧下降,系统空气倒流入风机。

轴流风机的P - Q性能曲线是一组带有驼峰形状的曲线(见图3),风机动叶处的每一角度下都有一条与之对应的曲线,每一条曲线都具有一个最高风压点,通常称为临界点;不同动叶角度下曲线临界点左半段有重合的部分,临界点右半段则为动叶角度与曲线相对应。以A、B两台并列运行的轴流风机为例,假设两台风机工作点存在微小差别 (实际运行中两台风机工作点也不会完全相同,可能交替变化或者保持一定的差值),通风系统正常状态下,A、B两台风机风量为QA、QB,对应风机出口全风压为p1,风机工作点分别在图3中a、b 位置上,这时的工作点都处在各自动叶角度下 P - Q性能曲线临界点的右半段,风机处在稳定状态运行;即使两台风机动叶角度不一致或风量有较大偏差 , 也能稳定运行。若由于某种因素导致通风系统阻力增加,A、B风机的工作点将出现上移现象,如图3

所示,假设这时2台风机仍需要保持风量QA、QB,由于通风系统阻力增加,势必要开大风机的动叶角度,提高出口全风压来维持QA、QB不变,这时相应工作点要上移,当通风系统阻力增大到一定数值,A、B风机的工作点将上移至a′、b′位置,a′已是 A 风机此时动叶角度下P - Q 性能曲线上的临界点,B风机的工作点b′则以微小差值仍处在相应动叶角度下P - Q性能曲线上的临界点的右端,这时系统压力为p2,在A风机工作点上移至a′时,即到达了喘振的边缘,此状态下系统压力一旦出现波动,系统压力与A风机的全风压之间就会产生一个微压差,在这个压差的作用下,A风机风量受阻,风机出口的流速、总压头随之下降,系统压力与A风机全风压之间的压差进一步增大,

A风机风量、压头继续下降,这一过程处在恶性循环变化之中,直至A风机全风压崩溃,风量倒流入风机,A风机工作点沿P - Q性能曲线滑向左端,即是轴流风机在实际运行中发生喘振的过程。受A风机喘振影响,系统压力有所下降,B 风机工作点对应的系统压力沿P - Q性能曲线迅速移向右下方,风量急剧增加,系统压力由B风机维持。

3、失速与喘振的关系

旋转失速的发生只取决于叶轮本身、叶片结构、进入叶轮的气流情况等因素,与风道系统的容量、形状等无关,但却与风道系统的布置形式有关;失速发生时, 尽管叶轮附近的工况有波动, 但风机的流量、压力和功率是基本稳定的,风机可以继续运行。当风机发生喘振时,风机的流量、压力和功率产生脉动或大幅度的脉动,同时伴有非常明显的噪声;喘振时的振动有时是很剧烈的,能损坏风机与管道系统。所以喘振发生时,风机无法正常运行。

轴流风机喘振的发生首先是由于工况改变时,叶栅气动参数与几何参数不协调,形成旋转失速;但也并不是所有旋转失速都一定会导致喘振,风机喘振还与管网系统有关。喘振现象的形成包含着两方面的因素,从内部来说取决于叶栅内出现强烈的突变性旋转失速,从外部条件来说又与管网容量和阻力特性有关。因此,失速是引发喘振的前因,但失速不一定会喘振,喘振是失速恶化的宏观表现。4、轴流风机失速与喘振的检查与改进措施

1)两台风机叶片的真实角度偏差

两台风机在执行机构同样开度时,若电流存在较大的偏差,可以推断出两台风机的叶片真实开度与叶片角度盘的显示存在的误差较大,这导致两台风机的真实工作点偏离了设计工作点,出力小的风机更易失速。

2)两级叶片风机前、后两级叶片角度的偏差

两级叶片风机的前、后两级叶片的角度存在一定的偏差,若叶片角度的偏差过大,将导致前、后两级叶轮之间出现“抢风”现象,其结果是导致风机实际失速线的下移。

3)风机同级叶片的偏差

风机同级叶片存在的角度偏差,是旋转脱流现象的主要诱发因素,当同级叶片存在较大的角度偏差时,风机实际失速线将会有较大幅度下移,从而导致风机在“理论稳定区”内发生失速,因此,需控制其偏差在允许范围以内。

4)风机叶顶动静间隙的偏差

一次风机叶顶的动静间隙设计标准较高,过大的动静间隙将导致风机背压的降低,从而使实际工作点上移,易引发失速,因此,需将叶顶的动静间隙控制在技术要求的范围之内。

5)轴流风机失速与喘振不仅仅与制造、安装有关,还涉及到风机选型、风道设计、调试、运行等各个方面,要严格保证各个环节的工作质量,才能有效地防治并消除。制造质量与安装偏差所引发的结果,就是真实失速线下移或者是工作点的偏移,诱发风机失速及喘振的发生,制造时应严格控制叶片形状、长度、强度、动静间隙等参数,

安装时应特别注意叶片的窜动值、叶片角度的偏差、执行机构开度与风机动叶实际开度的对应关系等方面。

6)风机的实际失速线受风道设计、风机制造、风机安装等诸多方面的影响,并不等同于理论失速线;因此,经过风机的常规调试,必须根据现场实际情况对理论失速线进行修正,进而标定真实的理论失速线以及风机的实际操控曲线。另外,系统计算误差、控制逻辑的设置不当、系统调节机构动作失灵及启动、并联风机的操作不当等诸多原因,也有可能导致风机进入失速区。

7)机组运行中运行人员要注意尽量减少两侧风机动叶开度偏差,使两侧出力基本平衡(电流值相近),并且开度不要过大;按规定及时吹灰,减小系统阻力。当发现风机动叶开度偏大、出口风压偏高时,要适当降低母管风压。

8)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(如图4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工作点由于管路阻力特性的改变或其它原因沿曲线向左上方移动到喘振报警线时,即发出报警信号提醒运行人员注意,将工作点移回稳定区。

图4 轴流风机喘振报警

我厂#1-4炉送、一次风机自投产以来,由于喘振装置存在诸多问题,喘振跳闸保护已解除(设计风机发生喘振报警后延时1分钟风机跳闸),保留报警功能;但从历次发生的风机喘振尤其是一次风机喘振,几乎没有及时报警过,这不利于运行人员正确处理;建议应检查处理送、一次风机喘振报警装置,使其有效发挥作用。

二、送、一次风机的特性曲线

1、FAF20-10-1型送风机的特性曲线:

风压

(Pa

4133

50 100 150 风量(m3/s)

2、PAF17-12-2型一次风机特性曲线:

风压

(Pa

6649 20 40 60 80 100 风量(m/s) 3、一次风机特性曲线说明

我厂一期一次风机特性曲线中,纵坐标单位为mmH2O;二期一次风机特性曲线中,纵坐标单位为Nm/kg,此单位代表风机对每kg

空气作的功,与压力之比为空气密度。

性能曲线初始值换算为Pa:一期775mmH2O×9.8=7595Pa,二期

6400Nm/kg×1.184kg/m3=7578Pa;

运行工况点换算为Pa:一期677mmH2O×9.8=6635Pa,二期

5615Nm/kg×1.184kg/m3=6648Pa;

最大工况点换算为Pa:一期1155mmH2O×9.8=11320Pa,二期

10366Nm/kg×1.146kg/m3=11879Pa;

因此一、二期一次风机特性曲线基本相同。

4、一次风机正常运行中,由于受煤质变化、制粉系统运行方式

(一、二期锅炉设计三台制粉系统带满负荷,目前高负荷时一般四台运行)、风烟系统漏风及空预器堵塞等因素的影响,实际运行工况已偏离设计工况较多(一期尤其严重),致使一次风机运行中出口风压偏高,较接近不稳定工作区域。如一期一次风机设计B-MCR工况一风量37.8m3/s、全压6635Pa、动叶开度31%,工况二风量63m3/s、全压8675Pa、动叶开度60%,TB工况风量81.1m3/s、全压11320Pa、动叶开度89%;二期一次风机设计B-MCR工况风量45.1m3/s、全压6649Pa、动叶开度33%,TB工况风量81.2m3/s、全压11878Pa、动叶开度95%;实际运行中风量、风压、动叶开度已严重不匹配。

因此,在机组运行中两台一次风机的出力调整主要按风机电流控制,出口风压的控制按风机流量确定,用风机动叶开度来比较风机的实际出力与设计工况的偏差;如实际运行中风机动叶开度偏大、流量偏低、出口风压偏高,说明由于某种原因使系统阻力发生变化,一次

风机实际运行工况较设计工况前移,这时应按风机流量来确定已前移工况的出口风压。

5、根据一次风机特性曲线,风机流量所对应的控制出口风压高限值如下(考虑风机在喘振线以下附近运行已不很稳定且抗干扰能力较差,此高限值低于风机喘振临界点风压2000Pa左右):

风量30m3/s(108km3/h,130t/h)以下,出口风压按不高于6800Pa控制,此时动叶开度应在≯22%左右;

风量30~40m3/s(108~144km3/h,130~174t/h),出口风压按不高于7200Pa控制,此时动叶开度应在≯33%左右;

风量40~50m3/s(144~180km3/h,172~217t/h),出口风压按不高于8300Pa控制,此时动叶开度应在≯44%左右;

风量50~60m3/s(180~216km3/h,217~260t/h),出口风压按不高于8700Pa控制,此时动叶开度应在≯55%左右;

风量60~70m3/s(216~252km3/h,260~304t/h),出口风压按不高于9200Pa控制,此时动叶开度应在≯66%左右;

风量70~81.2m3/s(252~292km3/h,304~352t/h),出口风压按不高于11000Pa 控制,此时动叶开度应在≯88%左右。

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

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。

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

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

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

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

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

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

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

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。

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

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。

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

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