风机喘振

关键词： 机组 风机

风机喘振（精选九篇）

风机喘振 篇1

1 一次风机喘振现象及原理

喘振, 出现的原因是多方面的, 当风机出风呈周期性变化并且出现倒流的现象时, 风机出现喘振的可能性更大, 如果喘振比较严重, 出现频率比较高的话甚至有可能导致风机的叶片出现疲劳损坏的情况。

风机并不是在所有的情况下都会出现喘振现象, 只有在图1所示的情况下才会出现, 也就是当图中的驼峰形Q-H性能曲线的风机在曲线临界点不稳定区工作, 风机的能头以及流量就会在很短的时间内出现变化, 并且反反复复, 另外, 当管路中的阻耗大于风机在转动时产生的能头, 风机中的流体就会倒转方向, 出现逆流的现象, 并且有管路反向倒流进入风机内, 不过这个时候风机仍然还是保持运行的状态, 所以当管路内的压力减小时, 风机又会出现重新开始向外输出流量的现象, 这时候只要临界点的流量大于风机外界需要的流量, 这个过程就会不断重复发生这时候就会产生喘振现象。

从上面对喘振原理的阐述中, 我们可以知道一次风机出现喘振大致需要以下的条件:风机内部的电流不断减小且出现摆动比较频繁的现象、出口风压下降摆动;风机的声音出现异常、振动比较大、风机的噪声比较大且出现不断增大的现象、机壳的温度出现持续升高的现象;燃烧出现不稳定、炉膛负压出现波动。

2 正常运行工况分析

某厂的两台一次风机主要采取并列运行的方法, 图2主要为这两台风机的动叶可调轴流风机并列运行曲线图。风机喘振区在系统的失速线左上角, 稳定运行区则处于系统失速线右下角。当两台一次风机的动叶开口度与其性能完全保持一致且并列运行工作时。它们的工作点将会保持一致。但是, 现实是, 两台一次风机在并列运行工作的状态下, 其性能状态不可能出现完全一致的情况, 动叶开度的大小情况也会出现不同。假设, 在动叶开度相同的情况下A为出力较小的风机, B为出力较大的风机, P1为风母管的正常压力值, A1为出力较小的A风机的重要工作点, B1为出力较大的风机的工作点, P2为A一次风机的工作点为A2, B一次风机的工作点为B2时的风母管的压力值, 且P2值大于P1值, 不过由于A1、A2、B1、B2等工作点都处于动叶开度下失速线的右下角, 所以就算两台风机动叶角度大小不一样或者两者的通风量存在比较大的差异性, 两台风机也能够保持稳定运行的状态, 不会发生喘振的现象。

3 一次风机喘振原因理论分析及应对措施

3.1 由于一次风母管压力 (风阻) 的忽然增大所引起的一次风机的喘振现象

3.1.1 图例分析。

如图2所示, 如果AB一次风机的工作点主要在B1、A1点, 但是如果这个时候母管压力突然改变, 从P1值加大到P2值, 而此时风机的动叶却无法摆动, 那么如果AB一次风机的工作点发生变化, 转移至B3、A3, A一次风机就会进入系统的喘振区。

3.1.2 实例。

机组保持正常工作的状态, 磨煤机出现跳闸的现象;冷、热风的门的开度始终保持在一定值之上, 磨煤机出现停止运行的情况, 以上两种情况下出现的一次风机喘振现象。

3.1.3 应对措施

磨煤机出现跳闸时, 主要的应急措施就是要调整一次风机动叶开度, 风机动叶的开度根据系统运行的情况来设定, 此种方法已经得到成功验证。

磨煤机如果是正常停运的情况, 冷热风调节门的关闭必须要缓慢进行, 尽量保持风机出口的大小不变以及尽量使热一次风母管压力保持稳定, 且其压力值尽量在保持磨煤机在停运状态所需要的值上, 磨煤机停运时, 必须要使得热风门处于全关的状态, 而冷风调整门的开度<30%。

3.2 一次风机始终保持定压的状态运行, 并且随着风机负荷量的较小, 其通风量也在不断减少, 在这种定压低通风量的状态下, 引起的喘振现象。

3.2.1 图例分析。

如图2, 假定AB一次风机的工作点主要处于B2、A2点, P2 (维持母管的压力) 保持不变, 然后不断减少一次风机的通风量, AB一次风机的工作点就会不断变化, 即开始由B2、A2向B3、A3点移动, 这样带来的后果就是A一次风机逐渐进入风机的喘振区。

3.2.2 实例。

机组保持正常运行的状态, 一次风母管压力保持不变, 主要保持在8kPa定压情况下, 系统从4套制粉系统运行的状态向着3套制粉系统转变运行, 引起2炉A一次风机出现喘振的现象。

3.2.3 应对措施

首先必须要确保风机的制粉系统正常运行, 一次风机保持在变压的状态下进行工作, 如图1, 将一次风母管压力不断改变, 从P2跳至P1, 而AB一次风机的工作重心将由B3、A3转变为B1、A1、, 这样做的目的主要在于能够使风机的重心无法进入喘振区。

采取的措施主要是:扩大A一次风机的偏置距离, 使得B一次风机的出力≤A一次风机的出力, 即使A一次风机的工作重心点与一次风机的喘振区相远离, 这样一来就可以有效地防止风机出现喘振的现象。

随时准备一台备用的磨煤机, 并使其处于通风的状态, 不断增大一次风机系统的总体通风量, 使得一次风机的最小通风量保持在一定的数值之上, 这也是一次风机与喘振区相远离的重要手段, 同时也可以有效地防止喘振现象的出现。

3.3 一次风系统的风阻持续加大, 且风机的通风量不变, 一次风母管压力出现不规律上升的现象, 最终引起喘振现象的出现

3.3.1 图例分析。

如图2, 风机系统的总体的通风量Q保持不变, 而风阻出现持续上升的现, 象, AB一次风机的工作重心出现持续上移的现象, 并且在最后进入到风机的喘振区。

3.3.2 实例。

由于空预器被堵塞过渡所引发的喘振现象。

3.3.3 主要的解决措施

定期安排相关人员对空预器进行吹灰工作, 减少空预器中滞留的灰尘, 以减少因为灰尘给风道带来的阻力。

4 某厂2A一次风机出现喘振现象的原因分析及主要的解决措施探讨

4.1某厂2A一次风机曾经出现过两次喘振的现象, 第一次发生在2012年5月1日13:15左右, 第二次则发生在5月2日12:12左右, 发生第一次喘振风系统的相关参数主要如下:

4.1.1第一次喘振:

#2机组的负荷在320MW左右, 主要的制粉系统 (ADF系统) 正常运行, 一次风主要在8kpa的情况下定压运行, 喘振前没有出现人为或者是自动性的重大操作, 比如跳磨或者是停磨等;磨煤机的相关参数如表1

4.1.2第二次喘振:

#2机组负荷在300MW左右, 主要的制粉系统 (ACD系统) 正常运行, 一次风定压运行, 主要的定压为8kpa, 喘振前没有人为或者是系统自动的操作行为, 比如出现跳磨或者是停磨等情况。磨煤机的相关参数如表3。

4.2 根据上面表格中的数据, 不难发现

4.2.1 在相同的状态下, 2B一次风机的出力芏2A一次风机出力。

4.2.2动叶的开口度在50%左右、出口风量<280km3h、风压≥8kpa的情况下, 2A一次风机在这个时候即会进入喘振区。

5 结束语

综上所述, 应对一次风机出现喘振的现象的措施主要有以下三点:

5.1 使一次风机在变压状态下运行, 出现低负荷时, 一次风母管压力应该适当进行调整。

5.2 适当增加A一次风机的偏置, 最好能够使2B一次风机出力≤2A一次风机。

5.3适当把总通风量提高, 使2A一次风机出口风量能够达到或者是大于280km3h。

参考文献

[1]600MW超临界压力燃煤发电机组集控运行规程[S].广东红海湾发电有限公司, 2013.

[2]600MW超临界压力燃煤发电机组辅机运行规程[S].广东红海湾发电有限公司, 2013.

[3]何川, 郭立君.泵与风机[M].中国电力出版社.

风机喘振的原因 篇2

喘振是风机本身固有的特性，造成喘振的唯一直接原因是进气量减小到一定值。风机运行时，当进气量减小到一定数值，气体排送会出现强烈振荡，机身剧烈振动，这种现象称之为喘振。喘振是风机所固有的特性，其出现会严重损坏风机的机体，产生严重后果。因此，在操作过程中要防止喘振的发生。

风机在运转过程中，如果进气不足，流量不断减小，小到最小流量界限时，就会在风机流道中出现严重的气体介质涡动，流动严重恶化，使风机出口压力突然大幅度下降。由于风机总是和管网系统联合工作的，这时管网中的压力并不马上降低，于时管网中原气体压力就会大于风机出口压力，因而管网中的气流就会倒流向风机，直到管网中的压力降至风机出口压力时倒流才停止。风机又开始向管网供气，风机的流量又增大，恢复正常工作，但当管网中的压力恢复到原来压力时，风机流量又减少，系统中气体又产生倒流，如此周而复始，产生周期性气体振荡现象就称为“喘振"。

喘振现象不但和风机的旋转脱离有关，还和管网系统有关。管网的容量越大，则喘振的振幅越大，频率越低。喘振的频率大致和管网容量的平方根成反比。

轴流一次风机失速与喘振分析及处理 篇3

【关键词】轴流式一次风机；失速；动叶可调

1、概况

许昌禹龙发电有限责任为2×660MW超超临界机组，锅炉为上海锅炉厂制造的国产超超临界参数变压直流炉、一次再热、平衡通风、半露天布置、固态排渣、全钢构架、全悬吊结构Π型锅炉，锅炉型号：SG-2000/26.15-M625，采用单炉膛四角切圆燃烧方式。制粉系统为中速磨煤机正压直吹式制粉系统，每台炉配6台磨煤机，本工程共12台，燃烧设计煤种时，5台运行，1台备用。其三大风机（引风机、送风机、一次风机各2台）配备了由豪顿华工程有限公司生产的动叶可调轴流式风机，两台一次风机为ANT1960/1400F双级动叶可调轴流式，风机轴功率2761.4KW，电机功率3000KW，额定电流331A，动叶调节范围为10～45°（对应动叶开度0%～100%），设计风量为128.88m3/s，设计风压为18752Pa，风机转速为1493r/min。

在近几年的运行中，一次风机曾发生多次失速与喘振，引起炉膛负压剧烈变化，一次风量、风压大幅波动，若处理不当，轻则造成风机出力降低，锅炉油耗大幅增加，影响机组负荷；重则发生锅炉灭火事故、使部分叶片，甚至全部叶片断裂，造成较大的经济损失。本文根据公司的实际运行经验，分析一次风机实际运行中产生失速及喘振的机理及原因，针对机组系统存在的缺陷和运行操作过程中存在的问题，提出了一次风机失速预防措施和处理方案。

2、轴流风机失速机理

2.1 失速的原理分析

轴流风机叶片通常是机翼型的，当空气顺着机翼叶片进口端（冲角α=0），如图1（a）所示的流向流入时，它分成上下两股气流贴着翼面流过， 形成叶片背部和腹部的平滑”边界层”气流呈流线形。作用于叶片上有两种力，一是垂直于叶面的升力，另一种平行于叶片的阻力，升力≥阻力。当空气流入叶片的方向偏离了叶片的进口角，它与叶片形成正值的冲角（α>0），当接近于某一临界值时，叶背的气流工况开始恶化。当冲角增大至临界值时，叶背的边界层受到破坏，在叶背的尾端出现涡流区，即所谓脱流工况，也叫失速工况。此时作用于叶片的升力大幅度降低，阻力大幅度增加，如图1（b）所示，随着冲角α的增大，气流的分离点向前移动，叶背的涡流区从尾端扩大到叶背部，脱离现象更为严重，甚至出现部分流道阻塞的情况。

2.2 从风机Q-H性能曲线来分析失速原理

图2是具有“驼峰”形风机Q-H性能曲线，当其在大容量的管路中工作，如果外界需要的流量为QA时，此时管路特性曲线和风机性能曲线相交于A点，该点管路消耗的能量与风机产生的能量达到平衡，工作是稳定的。当外界需要的流量继续减少为小于QK时，工作点将落在DK线上，例如F点，这时风机所产生的压力大于管中的阻力，但因管路容量大，在风机出口压力低于K点的瞬间，管中压力仍保持为PK，因此PF〈PK，气体将从管路向风机倒流，使工作点由K点移到C点，由于倒流使管路中的压力快速下降，工作点由C点跳回D点，此时风机流量为零，由于风机继续运行，所以当管路中的压力降低到相应的D点压力时，风机又重新输出流量，由Q-H曲线可知，为了和管路中的阻能相平衡，工作点又由D点跳回E点。只要外界需要的流量保持小于QK，上述过程重复出现，即发生失速，风机的流量和能头在极短时间內发生不稳定的周期性反复变化。

3、一次风机失速典型案例分析

3.1 3B一次风机失速分析

2011年4月22日03：39，负荷415MW，总煤量210T/h，C、D、E、F磨煤机运行，A、B一次风机并列运行，动叶投自动位。3C给煤机断煤，运行人员立即投入油枪稳燃，并将D、E、F磨煤机煤量加至最大出力63 T/h，3：39，因C磨煤机出口温度高，C磨煤机热一次风挡板关闭，一次风流量快速下降20T/h以上，一次风母管压力由12.8Kpa快速上升到13.64Kpa，导致3B一次风机失速，同时炉膛负压突降至-856pa，一次风母管压力突降至9.8Kpa，A、B一次风机电流动叶开度自动由48%开启到90%，3A一次风机电流由133A上升到273A，3B一次风机电流由138A降低到106A后上升到185A。如下表1：

原因分析：

1）4月21日，热工人员对3号炉热端扇形板提升装置进行了热态调试并投入“自动”方式运行，空预器热端扇形板处径向间隙减小，漏风量降低，从SIS历史数据查看，实际一次风量比以往相同的工况减小了大约100T/h，一次风机相当于运行在压头高，流量低的区域。

2）因磨煤机石子煤量大，且经常出现堵煤、断煤的情况，一次风压维持较高12.5KPA。

3）3C磨煤机断煤后因磨煤机出口温度高造成热风门自动关闭，加剧了一次风量下降，一次风压升高。

4）因3B一次风机在并列时负荷较高，且一次风母管压力维持在12Kpa，导致3B一次风机两次并列不成功，后将母管压力降至10Kpa，3B一次风机成功并入系统恢复正常运行。

3.2 4B一次风机失速分析

离心风机喘振现象原因分析及治理 篇4

1设备概况

华沃(山东)水泥有限公司2条3 000 t/D新型干法水泥生产线窑头电除尘器由于排放不达标进行技术升级改造,改造的内容为窑头电除尘器改造为袋式除尘器,改造后除尘系统设备阻力在原有设备管道阻力上增大700~1 000 Pa,原有风机系统经过分析已不能满足除尘系统改造后的生产需要,风机需要增大压头来克服改造后的管道及设备阻力。原窑头尾排风机型号为:Y4-73-11-No25D,原风机风量380 000 m3/h,全压为1450Pa;配用电机型号为YRKK500-10,额定功率280 k W。经过更换风机的主轴、联轴器、轴承箱、电机、电机底座等,风机型号改造为Y4-73-11-No25.5D,风机风量为3 800 000 m3/h,全压为3 300 Pa;配用电机型号为YRKK560-8,额定功率560 k W。

2设备存在的问题

除尘器及风机系统改造投入运行后,风机进风口调节阀打开到40%,风机电流24 A(额定电流为40.88 A),风机进口静压达到3 100 Pa,系统风量已满足生产要求,此时风机壳体振动明显,系统内风机前风管及除尘设备壳体刚度薄弱部分出现明显的有固定频率的振动。当打开除尘器进口前冷风阀阀门开度到50%时(冷风阀直径φ800mm),喘振现象有所减弱;冷风阀阀门全开时风机不会发生喘振现象,但此时由于除尘器进口静压偏低,影响余热发电系统稳定运行,因此冷风阀不能全开。

3风机发生喘振现象的原因分析

一是风机喘振产生的原因。通风机和管网系统是联合工作的,当一个气流团流出风机出口后,在下一个气流团之间产生一段负压,而此时管网中的压力并没有马上减小。流体总是从高压区流向低压区,那么,这个气流在向前流动时在后面就会出现一个负压区,当这个气流一直流到与前面压力相等时不再流出,而瞬时叶轮出口的压力将高于后面的负压区,这时它又发生倒流,随之马上与第二个气流团相遇,又开始逆流动。周而复始,就在整个系统中产生了周期性的气流振动现象,这种振动现象在流体力学中称之为旋转脱离,在透平机械中也被称之为“飞动”或称“喘振”[1]。二是风机发生喘振现象与管网系统密切相关,管网的容量越大,则喘振的振幅越大,频率越低;管网的容量越小,则喘振的振幅越小,频率越高。

发生系统喘振的先决条件有2个:一是通风机的流量很小时,气流的入口角与叶片的安装入口角差值越大,也就是说冲角值明显增加,效率迅速下降,无法把气流输出;二是管道的影响,如管网的阻力系数很大,管网的性能曲线与通风机的性能曲线在左下部相交,风机运行进入喘振区发生喘振。管网阻力小,或者管路比较短就难以产生喘振[2]。

4离心风机防喘振的措施

1)风机的选型要在高效范围内,不要人为地随意增加选型系数,使风机在运行中设计流量远远高于实际流量。当采用大量节流时,很容易把风机调节到喘振区域工作。为此在风机设计和选型中,要避免工况范围接近或进入喘振区。

2)在系统运行中风机一旦发生喘振,可以改变风机的转速,这样可以将风机的性能曲线向小流量区移动,扩大通风机的稳定工况范围。

3)由于在某些工作场合均不具备上述调节条件,不能停机影响生产,但有一种简单快捷的调节方法可以消除喘振,就是加设放风阀。这种方法在风机调节中被广泛地应用。

5风机喘振解决措施

华沃水泥有限公司窑头除尘器袋除尘器改造项目,改造后由于除尘器阻力增大,对冷却机及余热发电锅炉的改造均按照冷却机废气参数200 000Nm3/h--250℃设计。余热发电投入运行后进入除尘器的进口温度在110℃左右,系统工况条件下风机设计所需最佳工况点在:风量200 000×(273+110)/273=280 586 m3/h,系统阻力为3 300 Pa,项目改造前,根据业主提供风机参数按照风机风量380000 m3/h、全压3 300 Pa进行风机选型设计,技术人员未对正在运行的风机进行标定,致使风机选型风量偏大,风机管网的性能曲线与通风机的性能曲线在左下部相交,进而进入喘振区发生喘振。

1)标定风机冷态及热态(工况条件)下的风量及全压,以及满负荷生产条件下的风量及全压,为后续风机调整及系统工艺工况调整做准备。根据业主的生产安排,针对风机喘振设备方及风机厂家技术人员先后3次到现场进行实测,对测量结果进行分析,表1为风机冷态测量结果。

2)实测窑头系统管路各段的阻力,判断各段阻力是否在正常范围之内,对阻力高的部分进行检查,查看是否存在积灰情况,在有可能降低阻力位置进行处理。设备厂商技术人员对窑头工艺系统进行各段阻力测量,测得余热锅炉阻力在1 500 Pa左右,余热锅炉发电量比设计值偏大,说明风机与管网不匹配,风机出力过大,风机压头有较大的富余量。风机的运行效率低,耗电量大。如果将压头降低30%以上,采用变频调整风机转速比较合理;压头降低不超过20%时,而且风机叶轮进口直径与叶轮外径之比小于0.7,切短叶片减小叶轮直径比较合适。

根据风机厂家提供的风机特性曲线,现场需进行性能试验,确认无误后再进行下一步工作。经现场检测,当风机满足生产满负荷运转时,风机的工作点为A点(见图1),相对应的流量为qa,压力为pa。延长由试验得出的管网阻力特性曲线,使之与风机特性曲线交于B点,查出对应的流量qb和压力pb,按D'2=D2(qa/qb)确定需切短叶片后的叶轮直径。式中:D'2为切短叶片后的直径;D2为叶轮叶片原有直径。

根据风机厂家提供的风机特性曲线及现场测试,确认系统满负荷时风机的工作点,根据以上方法确定风机叶片需割除70 mm,割除后图片见图1。风机割除前后性能对比可以按相关公式计算出流量及压力值,见第74页表2。

4)调整工艺管路各阀门开度,降低工艺系统的整体阻力。在此项目中,在满足余热发电系统正常运行的条件下,保证除尘器进口温度不超温的情况下适当调整直接进入除尘器的管路阀门,减小管道阻力。根据现场测试结果及风机性能曲线表等参数,调节风机调节阀、管路调节风门等装置改变系统阻力,通过改变系统的体积流量来改变系统运行的工况点,使风机运行避开喘振区域[3]。此方法简单,作用效果明显,在满足系统各个工况点正常运行的情况下使用。

5)调整窑头电改袋除尘器脉冲清灰周期,降低除尘器本体阻力。要使风机避开喘振区,降低管网系统的阻力是根本的办法。袋式除尘器随着运行时间的增加,其阻力也是一个变化的过程,改造后的袋式除尘器刚投运时由于滤袋表面粉尘不多,运行阻力会很小,运行4到5个月之后粉尘厚度会增加,除尘器系统阻力也会相应地增加,通过调整袋除尘器清灰喷吹时间间隔来调整喷吹周期,从而降低袋式除尘器的运行阻力,也是降低管网系统阻力的有效方法[4]。

6风机喘振治理效果

通过对余热发电管路系统的检修,调整窑头除尘工艺管道阀门开度及除尘器脉冲清灰周期,适当打开除尘器前冷风阀,增加流量,在随后的客户回访中确认,风机喘振现象已基本消除,管路及除尘器壳体已经没有振动现象发生,风机能够安全可靠地运行。

摘要：针对华沃(山东)水泥有限公司离心式引风机在改造后使用过程中出现的喘振现象,对离心式风机发生喘振的因素进行了分析,针对此风机发生的喘振现象提出整改方案,并对方案实施后的效果进行跟踪分析,最后总结了风机改造过程中需要特别注意的事项。

关键词：离心式,风机喘振,管网阻力

参考文献

[1]刘海山,赵明.风机喘振原因分析与治理[J].华北电力技术,2008(6):25-26.

[2]王涛,周琦.离心式鼓风机喘振原因分析及对策[J].中国给水排水,2010(12):47-48.

[3]刘家钰.电站风机改造与可靠性分析[M].北京:中国电力出版社,2001.

风机喘振 篇5

关键词：多级离心鼓风机,喘振,因素,对策

一、喘振

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, 即产生了喘振。

二、喘振产生原因

发生喘振现象的根源是离心风机所具有的驼峰型特性, 图1给出了具驼峰型特性的离心风机的工作特性曲线。

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。

三、喘振因素分析

1. 风机的特性因素

(1) 转速。离心式鼓风机转速变化时, 其性能曲线也将随之改变。当转速提高时, 鼓风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, 见图2所示。

(2) 风机性能曲线的改变。通过调节鼓风机进口节流阀会改变鼓风机的性能曲线。图3中曲线1是节流阀全开时的性能曲线, 这时进口压力等于大气压, 曲线2和曲线3是节流阀开度逐渐关小时鼓风机的性能曲线, 它们的进口压力都小于大气压。从图中可以看出当减小风机进口节流阀开度的时候, 风机的性能曲线会变陡, 流量的调节区域变窄, 当阀门开度小到一定程度时, 风机会在喘振点附近运行, 极易产生喘振。这种情况也是日常运行中工艺只关注气量的大小做出调整时极易出现的情况。

2. 管网特性因素

(1) 管网特性曲线的改变。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, 这将使风机的工作点向小流量方向移动, 同时流量的调节区域变窄, 风机的运行状态趋向于喘振区域。如图4所示, 通过调节出口阀门开度, 改变管网特性曲线, 使鼓风机的工况点移动。污水处理厂曝气系统的管网性能曲线如图4中曲线1所示, 鼓风机的性能曲线由曲线3所示, 曲线3和曲线1的交点S是鼓风机的工作点, 相应的工况参数是Qs、Ps。如果通过关小管道出口阀门改变流量, 这时管网的性能曲线由曲线1移到曲线2的位置, 此时工况点是S'点, 在风机的性能曲线上更加趋向于喘振区域。

(2) 离心鼓风机并网运行。离心鼓风机的并网基本都是几台相同风机或不同风机并联安装运行, 此时会出现由于风机的安装与启动造成的喘振。

(3) 如果管道连接方式如图5所示时, 鼓风机出口管与总管连接角为90°, 气体因流速快而冲击管壁形成爆炸头, 大大增加了局部阻力。如果鼓风机在选配时没有考虑并网产生的阻力, 就会产生高压头鼓风机气体压迫低压头鼓风机气体, 使低压头鼓风机发生喘振。

(4) 并网风机的启动, 在运行风机的同时启动备用风机时, 应先关闭备用风机的出口阀门, 待风机启动后打开进口阀门使风机的出口压力升至与系统压力一致时打开出口阀门。避免风机启动时外管网阻力过大造成的风机喘振。

3. 曝气系统运行条件因素

(1) 进气量减少。如进口管道、入口过滤器的堵塞会造成风机进口流量的减小, 流量的持续减少会引发风机的喘振;

(2) 背压过高。如曝气头堵塞、管道出口阀门开度减小、曝气池污泥浓度过高等因素都会引起系统的排气量减小, 背压过高, 造成风机的喘振;

(3) 转速突然下降。由于驱动电机或其它设备本身因素造成风机的转速突然下降, 从风机的特性曲线上可以看到风机的运行状态将向喘振区靠近;

(4) 进气温度的影响。由于温度升高, 空气的密度会相应下降, 因此会引起风机出口压力的的下降, 造成出口压力会低于管线系统的压力, 引起喘振;

四、喘振预防措施

(1) 安装放空阀。一旦风量降低至最小流量时, 自动或手动打开放气阀, 此时进口的流量将增加, 工作点可由喘振区移至稳定工作区, 从而消除进气流量过小引起喘振的可能性。

(2) 采用变频器启动。通过调低鼓风机二级电机的运行频率, 可以消除喘振, 在鼓风机启动时比较有效。

(3) 降低曝气系统的背压。通过降低生物池的污泥浓度、保持曝气头的畅通、出口阀门的适当开度来降低系统的背压, 以此降低鼓风机的运行负荷, 使鼓风机的运行尽量远离喘振区域。

(4) 保证进气管路的通畅。定期检查进口风道及进口过滤网, 若发现堵塞则立即更换, 避免由于进气量过小引起的喘振。

(5) 杜绝以工艺为主的状态。实际运行中存在当工艺需求气量减小时, 只是简单的调整进出口阀来实现风量的减小, 这时极易因进气量的急剧减少而引起喘振

(6) 避免鼓风机的“争风”状态。由于鼓风机采用并联形式, 以此在两机正常运行, 一机欲停或是备机欲开状态下, 很容易造成开、停风机因"争风"而处于小流量状态。这时高压头鼓风机气体压迫低压头鼓风机气体, 致使喘振发生。此时应将采取正常的操作程序, 将欲停机迅速关闭或急速启动备用机达正常工况, 即可消除喘振。

(7) 杜绝不当操作。操作不当 (如出口阀门未能迅速打开) , 可致使机组在小流量状态下运转, 发生喘振现象。此时应迅速开启出口阀, 加大流量, 使机组脱离喘振区域。

利用速度三角形分析轴流风机的喘振 篇6

随着电力工业的发展, 单机容量不断增大, 600MW机组已成为我国火电机组的中坚力量, 600MW机组广泛采用轴流风机作为锅炉引风机、送风机、一次风机, 轴流风机相比离心风机有许多突出优点, 如质量轻、体积小、启动力矩小、变工况性能好、工作范围大、可安装可调动叶等, 但也面临着一些新的问题, 喘振就是轴流风机运行中面临的最主要问题之一。喘振一旦发生, 如果不能及时消除, 将会造成十分严重的后果, 甚至造成风机系统的严重破坏。为预防和消除喘振, 有必要对轴流风机的喘振原理进行分析, 轴流风机的喘振与其叶片形式和做功原理有着密切关系, 先简要介绍风机分析中常用的速度三角形和轴流风机的叶片形式、做功原理, 再引出对机翼形叶片的失速分析, 最后分析轴流风机的喘振及其预防、消除方法。

2 风机速度三角形简介

风机运行时, 流体一方面随叶轮旋转, 另一方面又从转动着的叶轮内向外流动, 流体随着叶轮旋转的运动称为圆周运动, 其运动速度称为圆周速度, 用符号u表示, 其方向与圆周的切线方向一致, 大小u=wr (w为角速度, r为半径) , 同时, 流体质点沿着叶道向外缘流动, 相对于叶轮作相对运动, 其运动速度称为相对速度, 用符号w表示, 流体质点相对于静止的风机壳体的运动称为绝对运动, 其运动速度称为绝对速度, 用符号v表示, 绝对运动是圆周运动和相对运动的复合运动, 因此, 绝对速度等于圆周速度与相对速度的矢量和, 即:

v=u+w

绝对速度、相对速度、圆周速度三者正好组成一个三角形, 称为速度三角形。在分析风机问题时, 通常是只需了解风机进出口的参数变化, 因此, 只要画出叶轮进出口速度三角形就可以了, 笔者分别用下标1和2来表示叶轮进出口的参数, 即:

u1为叶轮进口圆周速度;

v1为叶轮进口绝对速度;

w1为叶轮进口相对速度;

u2为叶轮出口圆周速度;

v2为叶轮出口绝对速度;

w2为叶轮出口相对速度。

如图1所示, 绝对速度v与圆周速度u之间的夹角用α表示, 相对速度w与圆周速度u反方向之间的夹角用β表示, 当流体很好地贴附叶片运动时, 则β角可以表示叶片的安装角。

3 轴流风机的做功原理和叶片形式

叶片式泵与风机的基本方程为:

式中等号左边HT为理论全压头, 等号右边为三项相加, 其中从左往右第一项为流体受惯性离心力作用提高的压能头, 第二项为流体相对速度减小流体获得的压能头, 第三项为流体获得的动能头, 第一项和第二项之和为理论压能头, 因动能头越大, 流体流动过程中的能头损失也越大, 所以希望压能头占全压头的比重越高越好。

由于轴流风机流体沿轴向流入, 轴向流出, 即流体在叶轮进出口的半径r相等, 则

u1=u2

压能头中第一项为零, 实际只包含第二项, 轴流风机压能头只能靠流体沿叶片相对运动时相对速度的减小获得, 即要使:

w1>w2

必须满足叶轮出口通道的面积大于进口通道的面积, 为满足这个条件, 叶片应选择进口厚、出口薄的机翼形叶片。

4 机翼形叶片的失速

当气流顺着机翼叶片流动时, 作用于叶片的有两种力, 即垂直于流线的升力与平行于流线的阻力。当气流完全贴着叶片呈流线型流动时, 这时升力大于阻力, 当气流与叶片进口形成正冲角, 且此正冲角达到某一临界值时, 叶片背面流动工况开始恶化, 如超过临界值时, 边界层受到破坏, 在叶片背面尾端出现涡流区, 出现失速现象 (图2) 。使叶道产生阻塞现象, 流体的能头则大大降低。

5 轴流风机的喘振

当风机处于不稳定工作区运行时, 可能会出现流量、风压的大幅度波动, 引起整个管网系统装置剧烈的振动噪声, 这种现象叫做喘振。

5.1 喘振与失速的关系

由喘振与失速的定义可知, 喘振是由于风机流量低于临界流量产生的, 失速是由于气流与叶片形成的正冲角超过临界值产生的, 那么风机的临界流量与气流的临界正冲角有没有什么内在关系呢?下面用速度三角形来分析它们之间的内在关系。因为气流对叶片的正冲角发生在叶片进口, 所以只需分析叶片进口速度三角形。为便于分析, 假定以下三个条件: (1) 对于进口无导流器 (静叶) 的风机来说, α=90°。 (2) 风机转速不变, 即不变。 (3) 叶片的安装角不能改变。

如图3所示, 当风机正常运行时, 气流贴着叶片流动, 则β角就是叶片的安装角, 当风机发生喘振时, 风机流量减小, 反映到速度三角形中就是v1减小为v′1, 则w1变为w′1, β角减小, 减小的值为θ, 但减小后的β角已不能表示叶片安装角, 因为叶片安装角不能改变, 这时气流已经偏离了叶片, 从轴流风机的做功原理可知, 作用在叶片上的升力方向应阻碍叶片旋转, 即升力应该指向速度三角形斜边内侧, 结合图2、图3可知, 速度三角形斜边内侧为叶片弧面, 外侧为叶片背面, 显然θ角就是气流与叶片形成的正冲角, 当θ角超过临界值时, 叶片就会发生失速。综上所述, 风机流量减小引起气流与叶片形成正冲角, 进而引起失速, 当失速遇到一定的外部条件时, 如大容量管路系统, 引起共振, 就会发生喘振现象。

5.2 喘振的预防和消除

喘振发生的原因为风机流量低于临界值, 实际生产中导致风机流量过低的原因主要为风烟系统阻力过大, 风烟系统阻力过大的原因又可以分为烟风道严重积灰、结焦、堵塞、风门挡板误关或未全开、并列运行的风机抢风等, 要从根本上预防喘振, 就要从上述原因着手, 减小风烟系统阻力。

一旦喘振发生, 要立即采取措施消除, 从上面的分析可知, 风机之所以发生喘振, 是由于流量减小引起气流叶片间的正冲角增大, 进而引起失速。要消除喘振, 关键是要减小气流叶片间的正冲角, 显然, 只有两种办法:

(1) 使气流向叶片靠拢, 又分为三种办法: (1) 增大流量, 即增大v, 如设置放气阀、再循环、减小系统阻力等。 (2) 减小转速, 及减小u, 从速度三角形可知, v减小的情况下相应减小u, 可以使得β增大, θ减小。 (3) 对安装有进口导流器 (静叶) 的风机来说, 可以关小静叶开度, 使得α减小 (静叶全开时, α=90°) 。从速度三角形可知, v减小的情况下减小α同样使得β增大, θ减小。

(2) 使叶片向气流靠拢, 即改变叶片的安装角, 这个办法只有安装有可调动叶的风机才能使用, 当动叶可调的风机发生喘振时, 关小喘振风机的动叶, 即减小叶片的安装角, 使得叶片与气流的正冲角减小, 直至喘振消失。

6 结语

通过上面的分析, 我们找到了喘振与失速的内在关系, 并将其在速度三角形中表现出来, 进而从中寻找应对之策。随着火电厂节能降耗要求的提高和自动化水平的提高, 600MW机组的引风机、送风机、一次风机一般都配有风量调节装置, 如可调动叶、可调静叶、变频器等, 这些调节手段在降低风机能耗的同时, 也为喘振消除提供了手段。事实上, 实际生产中风机发生喘振, 要在短时间内减小系统阻力、提高风机流量很难, 往往是靠调节动叶、静叶、变频器等风量调节装置减小气流与叶片的正冲角, 进而消除喘振, 可以看出, 风机喘振的发生本质上就是风机流量与其调节装置的位置不适应, 这时候只需要将调节装置调整到与实际流量相适应的位置, 就可以消除喘振, 这也是上述消除喘振方法的依据。

摘要：指出了喘振是轴流风机运行中面临的最主要问题之一, 关于喘振的原理, 以往的分析大都是从驼峰形qv-H曲线着手, 驼峰形qv-H曲线能够很好地说明喘振的产生原因, 但对于喘振与失速的关系, 喘振的消除方法及其依据缺乏有力的分析, 从风机分析中常用的速度三角形着手, 对上述问题给予了较完整的解答。

关键词：轴流风机,速度三角形,喘振,失速

参考文献

[1]汪淑奇, 文炼红, 杨继明.单元机组设备运行.锅炉设备与运行[M].北京:中国电力出版社, 2009.

喘振装置在轴流式通风机中的应用 篇7

1 喘振装置的组成与安装

1.1 喘振装置的组成

整个喘振装置由装与叶轮进口前的彼特曼管和压差开关、连通橡胶软管等主要部件组成。我矿使用的压差开关为德国生产的, 型号为DPD1T———M 3SS。

1.2 喘振装置的安装

喘振装置的安装主要包括彼特曼管的安装和压差开关的安装。

彼特曼管的安装是一项要求非常严格的工作。如果安装不符合要求, 则采集的风压不能反应实际的风压, 影响报警的准确度。彼特曼管的安装如图一所示:

图一中A-A表示风机壁, B表示彼特曼管

压差开关安装在通风机的侧壁上, 离彼特曼管的距离不要太远。压差开关和彼特曼管之间用橡胶软管连接。

2 喘振装置的工作原理

风机正常运行时, 叶轮进口彼特曼管测得的压力小于报警设定值, 当管网阻力异常增加时, 风机运行工况点达到该叶片角度性能曲线的喘振点时, 风机与管网不匹配, 风机发生喘振。喘振时, 风机的气流发生倒流, 并交替出现倒流-顺流-倒流, 当风机出现倒流时, 叶轮进口彼特曼管内的压力骤然升高超过喘振报警设定值, 压差开关内的节点接通, 随即发出声光报警。由于喘振不仅使风机流量、压力、电机电流大幅波动, 而且伴随着发生风机及其叶片剧烈震动, 危及机组安全。

3 压差开关的报警值的确定和整定

3.1 压差开关的报警值的确定

将风机动叶片角度调至关闭状态, 然后将风机启动运转, 用一根U型管与风机机壳上的彼特曼管相连, 测出这一工况时的压力值, 然后将该值加上2000Pa, 相加后的值即为压差开关的动作值。我矿压差开关的报警值设定为2000Pa。

3.2 压差开关设定值的整定

压差开关正确的整定方法是用一个铜制三通将压差开关、气源及U型管连在一起。三通的每一个接头都裹上橡胶软管, 一端接一个带有刻度的U型管, 用来显示压力值;一端接压差开关, 同时将万用表接在压差开关的端子排上, 用来显示压差开关是否发出报警;一端接气源装置。如图二所示:

图二中A表示铜质三通, B表示U型管, C表示气源, D表示压差开关, E表示万用表。在整定压差开关的报警设定值时, 我们采用过一个错误的方法, 这里简单说明一下, 以防止其他技术人员走不必要的弯路。这种方法就是没有采用三通, 如图三所示:

若采用这种方法整定, 当C端加压时, 气体不能完全从压差开关散发出去, 会存定量的气体, 导致U型管的数值不能准确的反应气压值, 有一定的误差。

4 喘振保护的投运的程序设计

当风机正转运行时, 喘振保护应该在风机运行30秒后, 再投入监测, 这样可以避开风机刚刚运行时的各种不稳定状况造成的喘振保护的误动作。正常运转后, 若喘振发生, 并且如果持续15秒, 则风机喘振发生报警, 蜂鸣器声响光亮, 提示运转人员必须停车, 通知维护人员进行检修。当风机反转运行时, 喘振保护必须不投入使用。根据以上实际问题, 程序段设计如下 (我矿PLC采用西门子S7-300的产品) :

5 结语

风机喘振 篇8

一、引风机工作原理

引风机是以机翼升力原理为基础, 被输送提升增压的流体是沿轴向流动的, 如图1所示。

引风机叶片似机翼, 也称翼型叶片, 当流体绕过翼型时, 在翼型顶端A处将流体分成两段, 一股经翼型下表面, 另一股流经翼型上表面, 在经翼型上、下表面后, 同时在翼型尾端B点汇合, 因翼型下表面路径比上表面长, 故下表面流速大于上表面, 流体对翼型上表面产生一个向下的作用力F。同时翼型对于流体也将产生一个反作用力F′, F与F′大小相等、方向相反, 作用在流体上。当风机叶片在流体中高速转动时, 流体在叶片上下表面产生急速相对绕流, 叶片对流体就产生如上述的F′作用力, 在此力作用下, 流体就压升到一定高度, 这就是引风机输送和提升流体的基本原理。

二、引风机抢风原因分析

1. 事发时工况分析

2011年6月20日, 机组负荷250MW, 1A引风机发生抢风事件, 事发参数如表1所示。

事发时机组无大幅度运行操作调整, 排除了运行操作问题, 各自动处于平稳运行, 无大幅度自动调节。在事发前3min锅炉增加了17t煤, 无其它操作, 事发前后两台引风机压升参数如表2所示。

因事发阶段引风机动叶实际开度没有数据, 根据现阶段引风机运行工况与动叶开度进行分析计算, 事发时引风机动叶开度在5°左右, 引风机压升6.1k Pa, 根据引风机Q-H曲线, 此时引风机处于工况区域, 应该发生了抢风。

2. 引风机运行

(1) 旋转失速。

引风机动叶片前后出现差压, 在气体都不变工况下, 其差压取决于动叶冲角а (流体速度方向与翼型前缘点连接线组成的翼弦之间的夹角) 的大小。

运作中的引风机, 由于动叶片加工的误差, 安装动叶片时角度的误差以及气流的流向在叶轮入口不完全一致, 所以当气流的冲角达到临界值附近时, 可能会在叶片上发生失速产生脱流。

(2) 喘振。

喘振的发生会破坏风机与管道的设备, 威胁风机及整个系统的安全, 如图2所示。采用节流降低风机流量, 当风机工作在K点右侧的时候, 此时的风机运行是正常稳定的, 当风机流量Q

旋转失速与喘振在调机运行时, 只要条件满足均可发生, 而“抢风”现象是两台并列运行所独有的, 其实质是其中一个风机发生了旋转失速, 流体在风道系统中不能有效流出所导致。

三、防止引风机抢风的技术措施

(1) 严格按照风机厂家给出的安装说明书进行安装, 尤其是动叶片, 避免动叶装反。

(2) 入炉煤尽量保持干燥, 这样烟气中飞灰湿度小, 不易附着在空预器传热元件上, 空预器差压小, 两侧风机出力在调平后不易发生“抢风”现象。

(3) 加强吹灰工作, 尤其是空预器吹灰, 必要时适当提高吹灰压力。空预器堵灰严重时, 风机压头增大, 风量一定的前提下, 低负荷时极易发生“抢风”现象。

(4) 为避免锅炉引风机发生这种现象, 在点火或低负荷运行时, 尽量避免两台引风机并联运行。

(5) 利用停机检修有利时机, 清除风道内积灰等杂物, 保持两侧风道通畅、阻力相同。

(6) 根据长期以来B除尘器差压高、A侧排烟温度高于B侧就可以初步判断处两个引风机出力不均。

(7) 机组停运时, 检查引风机动叶调节机构各部件无卡涩, 灵敏度一致, 尤其是伺服阀和调节杆, 做动叶动态试验合格后方可投入使用。

(8) 定期更换引风机液压油, 确保油质合格、无杂物。

四、并列运行引风机“抢风”后的处理

(1) 发现运行中的引风机“抢风”, 根据负荷情况及时调整机组出力值, 使单台风机在最大出力所对应的负荷下运行, 但应避免超出力运行, 同时确保炉膛负压、氧量在规定范围内。

(2) 严密监视各燃烧器活检, 发现燃烧不稳时及时投油稳燃, 避免锅炉灭火。

(3) 调整引风机动叶过程一定要谨慎、缓慢操作, 防止发生两台引风机轮流“抢风”, 就地检查引风机动叶调整机构是否发生故障, 主要是连杆机构和液压调节有回油量, 如回油量大很可能是调整机构铜套发生故障所致。

(4) 引风机“抢风”时, 电流较小、出口风压较小的引风机时出力小或不出力的, 而该引风机动叶开度值100%。此时应将其动叶逐渐关小, 同时注意负压变化, 当关至较小开度后, 缓慢开大动叶增加出力, 如出口风压逐渐增大, 说明该风机已经逐步带上负荷, 否则将动叶开度再调小, 然后进行比例操作。同时逐渐关小出力大的风机动叶开度, 保持二次风箱压力或二次风压温度。当出力小的引风机出口风压接近另一台风机出口风压时, 调节要放缓, 间隔30s后进行, 防止并列后二次风量大幅度增大, 总风量的突然增加会导致炉膛负压冒正、燃烧不稳。

(5) 将两台运行的引风机电流调整一致, 两台引风机并列运行, 调节机组负荷值给定值。

(6) 如引风机调节机构发生故障, 运行中无法消除, 可择机停机处理或停运故障风机。停运故障风机前要将该风机出口挡板就地逐渐关小, 投入油枪稳定燃烧, 调整炉膛负压至200~300Pa, 当出口挡板关至30%左右时, 就地迅速关闭出口挡板, 故障风机停运后再做处理。参考文献:

摘要：针对某厂330MW机组高负荷及低负荷下出现两台引风机“抢风”现象, 通过分析提出防止该现象的技术措施, 成功避免因风机“抢风”降低机组出力、锅炉灭火的发生。

关键词：引风机,失速,动叶可调,喘振,抢风,稳燃

参考文献

[1]马士东.ASN动叶可调轴流式送风机动调卡涩原因分析[J].黑龙江电力, 2010 (05) :393.

[2]曲成龙, 张志伟, 马杰等.王滩电厂吸风机节能改造[J].黑龙江电力, 2009 (06) :471.

[3]李春宏.轴流风机失速与喘振分析及其处理[J].热力发电, 2008 (03) :76-78.

[4]马坤祥, 郑金, 董康田.330MW机组动叶调节轴流式送风机节能方案研究与实施[J].热力发电, 2010 (10) :77-79.

[5]黄伟, 谢国鸿, 宾谊沅, 胡纪元, 胡迪安.大型锅炉引风机失速、喘振异常的分析与探讨[J].电站系统工程, 2009:27-28, 30.

风机喘振 篇9

宣钢动力厂目前有3台AV80鼓风机, 负责为炼铁厂2500m3高炉供风。高炉鼓风机是高炉炼铁生产的核心设备之一。AV80鼓风机组能够随着高炉的冶炼工况实现自动调节和控制, 为高炉提供优质, 适量的风压。

喘振是轴流风机的固有特性。所谓风机的“喘振”, 就是在风机整个系统中发生周期性的低频振荡, 风机流量和出口压力大幅度波动的现象。在风机的实际运行中, 为了适应生产工艺过程负荷 (风量) 的变化, 改变风机系统工况点以满足负荷的需要是不可避免的, 而改变后的理论工况点有可能位于喘振区, 风机系统无法正常工作。无论什么原因使工况点进人喘振区都会引起风机系统发生喘振, 轻则影响正常生产, 严重时会造成系统、设备的损坏。因此, 必须采取可靠措施, 将风机系统的实际工况点始终控制在稳定工作区, 防止喘振发生。最简单的控制措施是防喘放空和防喘回流。宣钢动力厂AV80风机采用静叶调节和防喘阀调节两种控制方式。

2 防喘振调节系统工作原理

鼓风机的各喘振点可用实测法近似地得到。首先在一定的静叶角度下找出一系列喘振点, 按照喘振点的5%~8%下降设定出防喘振点, 在防喘振点以下为风机安全运行区域, 如图1所示。轴流风机喉部差压经折线发生器转换后的压力值Ps与设定风压值PA、PA进行比较。当实际风压P实Ps时, 防喘振起作用, 开起放风阀, 输出信号△V=P实-Ps。当△V=0时, 输出不变, 放风阀保持此开度, 当送风压力下降, 即P实

3 防喘振自动控制的两种方式

宣钢动力厂3台AV80风机均采用了静叶角度调节和防喘阀调节两种控制方式防止由于各种原因引起的鼓风机喘振, 确保鼓风机组能够随着高炉的冶炼工况实现自动调节和控制, 为高炉提供优质, 适量的风源。

3.1 静叶角度调节

在AV80风机的现场, 角位移变送器ZE用来测量实际静叶角度信号, 并将其转化为对应的4~20m A电流信号送至BGCD-6121B伺服控制器, 作为反馈信号, 同时还接收来自风机流量调节器FIC的4~20m A指令信号, 伺服控制器在内部对这两个信号加以比较, 所得差值反映了指令预期阀位与实际阀位的差距, 差值经过PID运算处理和放大后, 最终产生一个可以驱动电液伺服阀SV的-60m A~+60m A的电流信号。在伺服阀的控制下, 动力油作用于伺服油缸SM, 带动阀门达到预期阀位, 从而实现轴流压缩机静叶调节的目的。同时, 伺服控制器还输出一路4~20m A电流信号到控制室指示静叶角度。

计算机在自动状态下, 输出一个指令给PLC, PLC输出4~20m A指令信号到静叶调节器, 调节器将接收的4~20m A信号输出到伺服控制器, 伺服控制器同时还接收来自静叶角度位置变送器的信号, 两者进行比较, 输出一个±60m A的信号给电液伺服阀, 伺服阀将此信号转换为油压信号, 从而实现静叶角度的调节。静叶角度位置变送器还将信号送给PLC, 通过PLC控制计算机进行显示。

3.2 防喘阀控制

防喘阀工作气源采用的是0.6MPa的压缩空气。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 (压缩空气断气、电磁阀失电) 下快速打开阀门以保护风机。

在自动状态下, 计算机将指令传送到PLC, PLC输出4~20m A信号到防喘阀调节器, 调节器调出两路4~20m A信号分别控制主、副防喘阀。主、副防喘阀各通过一个位置变送器将信号传送到PLC, PLC再将输出到计算机进行显示。其控制方框图如图3所示。

4 防喘振自动控制系统的优点

通过上面的分析可以看出, 该防喘振控制系统具有更高的控制精度, 更高的可靠性。它与鼓风机手动控制系统相比具有以下优点: (1) 灵敏度高, 可靠性强。 (2) 自动调节, 减轻工人的劳动强度。 (3) 节约能源。自动调节的原理是风机围绕一定的出口压力上下波动, 不会影响高炉生产;而原来的手动放空是几乎把送风全部放掉, 造成高炉被迫停产。 (4) 有报警系统。确保了鼓风机安全可靠运行。

摘要：介绍了AV80风机防喘振自动控制系统的工作原理, 并分析了静叶角度调节和防喘阀调节两种防喘振控制方式。与鼓风机手动控制系统相比, 防喘振自动调节系统具有灵敏度高、可靠性强、能自动调节、安全可靠等优点。