喘振分析范文（精选10篇）

喘振分析 第1篇

锅炉采用东方锅炉厂制造的超临界直流炉, 锅炉采用冷一次风正压直吹式制粉系统, 一次风机2台双级动叶可调轴流式风机, 配置6台中速磨煤机 (5运1备) , 每台锅炉配备2台50%BMCR容量的三分仓回转容克式空气预热器。发生多次了一次风机抢风的异常。

1 正常运行工况分析

一次风机运行方式为并列运行的。失速线左上方为风机喘振区, 失速线右下方为风机稳定运行区。当性能和动叶开度完全相同的2台一次风机并列运行时, 它们的工作点将重合。而实际并列运行的2台一次风机, 由于特性不可能完全一致, 动叶实际开度也存在偏差。假设相同开度下出力较小的为A风机, 出力较大的为B风机, 正常状态下, 一次风母管压力为P1时, A一次风机的工作点为A1, B一次风机的工作点为B1;一次风母管压力为P2 (P2>P1) 时, A一次风机的工作点为A2, B一次风机的工作点为B2。由于A1、B1、A2、B2等工作点都在相应动叶开度下失速线的右下方, 所以即使2台风机动叶角度不一致或风量有较大差异, 2台一次风机也能稳定运行, 不会发生喘振。动叶可调轴流风机并列运行曲线。

2 一次风机喘振原因理论分析及解决方法

2.1 一次风母管压力 (风阻) 突然增加引起一次风机喘振

图例分析:如图1, 假设AB一次风机分别工作在A1、B1工作点, 若此时母管压力突然由P1增加到P2, 由于一次风机动叶来不及动作, 所以AB一次风机的工作点变成A3、B3, A一次风机就落入喘振区。

如机组正常运行中, 一台以上的磨煤机跳闸;在冷、热风门保持较大开度的情况下停运磨煤机。以上两种情况均容易引起一次风机喘振。

解决方法:

磨煤机跳闸时, 可通过逻辑设定快速 (超迟) 关小一次风机动叶开度来防止喘振, 此法在某电厂已得到成功应用。

正常停运磨煤机时, 关闭冷热风调节门时要缓慢, 尽量维持风机出口和热一次风母管压力不变, 等热一次风母管压力回到设定压力方可停运磨煤机, 停磨时, 确认热风调整门全关, 冷风调整门开度小于30%。

2.2 一次风机定压运行, 随着负荷降低, 通风量逐渐减小, 在高风压低流量的工况下, 引起一次风机喘振

图例分析:如图1, 假设AB一次风机分别工作在A2、B2工作点, 维持母管压力P2不变, 逐渐减小通风量, AB一次风机的工作点由A2、B2逐渐向A3、B3移动, A一次风机就会落入喘振区。

实例:机组正常运行中, 维持一次风母管压力8k Pa不变, 系统从4套制粉系统变成3套制粉系统运行时, 容易引起2炉A一次风机喘振。

解决方法:

在保证制粉系统出力的情况下, 一次风机采用变压运行方式。如图1, 将一次风母管压力由P2将至P1, AB一次风机的工作点将由A3、B3变为A1、B1, 从而远离喘振区。

采取增加A一次风机偏置, 让A一次风机出力略大于B一次风机, 即让A一次风机的工作点远离喘振区, 也可以有效防止一次风机喘振。

开启一台备用磨煤机通风, 增加一次系统通风量, 确保一次风机的最小通风量大于一定数值, 也可以使一次风机远离喘振区, 有效防止一次风机喘振。

2.3 一次风系统风阻不断增加, 在相同通风量的情况下, 一次风母管压力不正常上升, 最终引起一次风机喘振

图例分析:如图1, 在系统通风量Q不变的情况下, 随着系统风阻的不断增加, AB一次风机的工作点都将不断上移, 最终进入喘振区。

实例:空预器换热元件积灰严重, 风道堵塞引发一次风机喘振。

解决方法:

必须按照定期工作每个班对空预器吹灰, 减少风道阻力。可以多次连续进行空预器吹灰。

3 电厂2A一次风机喘振原因分析及解决方法:

1) 电厂2A一次风机分别于5月1日13:15和5月2日12:12发生了两次喘振, 喘振前一次风系统主要参数如下:

(1) 5月1日13:15, #2机组负荷300MW, ADF制粉系统运行, 一次风8kpa定压运行, 喘振前无停磨或跳磨等重大操作。

(2) 5月2日12:12, #2机组负荷350MW, ACD制粉系统运行, 一次风8kpa定压运行, 喘振前无停磨或跳磨等重大操作。

2) 从以上数据我们可以得出以下结论:

(1) 相同开度下2A一次风机出力小于2B一次风机;

(2) 动叶开度50%左右、出口风量小于280km3h、风压大于或等于8kpa时, 2A一次风机进入喘振区。

这与上面理论分析中第二种情况一致。所以解决方法也应该为以下3点:

一次风机变压运行, 低负荷时适当调低一次风母管风压设定;

增加A一次风机动叶开度, 使2A一次风机大于2B一次风机出力;

增加总通风量, 使2A一次风机出口风量大于280km3h。

参考文献

喘振分析 第2篇

关键词：离心式空气压缩机  喘振  故障原因  预防

中图分类号：TF083 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2014）11（b）-0086-01

喘振是离心式空气压缩机特定工况下运行产生的一种现象;主要表现为在进入空气压缩机的空气流量不足以对空气压缩机产生足够压力情况下，发生空气压缩机外部管路系统压力会大于内部系统压力，导致离心式空气压缩机逆止阀发生关闭;逆止阀关闭，直接导致离心式空气压缩机输出停止，而空气持续进入并在离心式空气压缩机内部不断积累，这时内部压力会不断的增加，当内部压力增加到与外部管路系统压力相当或者大于外部管路系统压力时，逆止阀被冲开排出内部气体;这时离心式空气压缩机内部系统压力再次小于外部管路系统压力，逆止阀再次关闭，空气再次在离心式空气压缩机内部积累，当积累到足够压力时，再次冲开逆止阀，排出气体，如此反复。上述离心式空气压缩机产生的现象统称为喘振。

1 离心式空气压缩机喘振故障原因分析

依据发生原因不同，离心式空气压缩机喘振可以分为自然喘振和故障喘振;自然喘振是指当空气压缩机内部压力达到其可以压缩的极限，即最大值发生的喘振，其可以通过重新设定空气压缩机的卸载压力来避免，即设定卸载压力小于标定压力。本文这里主要探讨的是故障喘振。如前所述，离心式空气压缩机故障喘振本质原因在于进入空气压缩机的空气流量不足以在空气压缩机内部产生足够压力，导致外部管路系统压力大于空气压缩机内部压力。就其产生的原因，可以归结为以下几个方面。

1.1 空气压缩机叶轮发生磨损或者有粘附物

空气压缩机叶轮主要通过自身曲线槽结构及高速旋转来增加空气压力和旋转速度，基本有2/3的压力都产生自叶轮。当空气压缩机中的某一级叶轮发生磨损或者出现较多的粘附物时，叶轮自身曲线槽结构发生改变，其空气增压能力和旋转加速能力降低，不能满足空气压缩机内部增压需要，致空气压缩机发生喘振。

1.2 空气压缩机的扩压器发生腐蚀或者磨损

空气经过高速旋转的叶轮后实现增压增速，然后经过静态扩压器利用其内部特殊设计的曲线腔壁来降低把空气流速，从而再次增大压力，增加的压力约占到最后总压力的1/3，该1/3压力基本都是在扩压器内部提高完成的。如果扩压器内部特殊设计的曲线腔壁发生腐蚀或者磨损严重，高速空气在经过扩压器时就很容易形成涡旋，导致单位时间内进气量减少，导致离心式空气压缩机输出压力降低，从而发生喘振。

1.3 叶轮与扩压器之间的间隙过大或者过小

离心式空气压缩机对叶轮和扩压器之间的间隙大小有着近乎苛刻的严格要求。如果二者之间的间隙过大，则会导致泄漏串气发生，导致进入到空气压缩机中的空气流量减少;如果二者之间的间隙过小，则会直接影响进入空气量，同时在后端推力轴承磨损情况下，还会引发叶轮与扩压器之间的碰撞等设备事故。因此，无论叶轮与扩压器之间的间隙过大或者过小都会导致进入到空气压缩机中的空气减少，使空气压缩机无法在设计时间内达到输出压力，形成喘振故障。

1.4 空气冷却器、水气分离器及过滤器变脏

经过压缩后的空气，不但压力、速度会增加，温度也会升高，因此每一级缸体内都设计安装了空气冷却器和水气分离器，气体在进入到下一级压缩前需要经过冷却器冷却和分离器分离。二者在实际运行过程中，由于空气中不可避免的有细小的灰尘以及空气压缩机本身磨损产生的微粒等，都很容易粘附到冷却器和水气分离器上，从而堵塞冷却器和水汽分离器，导致进入到空气压缩机中的空气量减少，至空气压缩机输出压力不足，形成喘振;除了空气冷却器和水气分离器外，在空气压缩机进气口处还安装了过滤器，目的吸收空气中的灰尘、杂质，如果过滤器变脏、堵塞，也会导致空气压缩机的进气量减少，引发空气压缩机输出压力不足，形成喘振。

1.5 空气压缩机进气口处的空气温度过高

空气压缩机在设计上的压缩量是指在25 ℃温度条件下、一个标准大气压条件下的空气压缩量;但实际情况是空气的温度是不断变化的，其并不是一种25 ℃的恒温状态;依据气体状态方程，我们知道恒压条件下，如果温度升高，空气的密度则会降低，这样就会使空气压缩机的实际压缩空气量减少，导致空气压缩机的输出压力不足，形成喘振。一般情况下，空气压缩机在夏季要比冬季更容易发生喘振。

2 离心式空气压缩机喘振故障的预防与处理

2.1 定期对空压机叶轮及粘附物进行修复与清理

离心式空气压缩机的叶轮，基本都是采用不锈钢加工制成，除后端推力轴承磨损而导致叶轮和扩压器发生碰撞而出现磨损外，叶轮很少出现磨损、腐蚀现象;但是一旦发生磨损应由专业人员进行修复，并对其进行动平衡实验以此决定是否可继续用。对于粘附物则需要根据设备处理环境，定期进行检查清理。

2.2 定期对空压机扩压器进行修复与防腐蚀处理

离心式空气压缩机扩压器所处的是高温、高湿空气环境，对于采用一般材質的扩压器很容易发生磨损、腐蚀;需要定期对扩压器进行磨损检查修改及进行必要的防腐蚀处理，必要时可能需要更换扩压器。

2.3 保证空压机叶轮与扩压器二者间的间隙要求

针对离心式空气压缩机叶轮与扩压器二者之间的间隙及是否变化情况，要求每年应该对其进行检查，保证间隙始终处理规定数值范围内。如扩压器发生腐蚀磨损，首先考虑修复，如果腐蚀磨损过于严重，则要考虑通过更换扩压器来保证间隙要求。

2.4 及时清洗空压机冷却器、水气分离器和过滤器

上述几个部件变脏都会引发喘振故障，因此需要定期进行检查清洗。空气压缩机的冷却器、水气分离器由于结构比较复杂，其清洗要困难一些，要由专业人士完成。而进气口的过滤器则较方便检查、拆装，发现变脏及时拆除清洗即可。

2.5 适当采取措施控制空压机入口空气温度变化

空气压缩机入口处的空气温度是随着季节变化而变化的，可以采取适当措施来减少其温度变化，如：离心式空气压缩机安装在室内、加高房顶、增加室内空间等;如果还是会发生喘振，可以考虑适当降低排气压力。

参考文献

[1] 张瑾.离心式压缩机喘振控制分析[J].中国石油和化工标准与质量，2014（11）.

离心式压缩机喘振控制分析 第3篇

关键词：离心式压缩机,喘振,影响因素,控制措施

喘振作为离心式压缩机运行中的一种特殊现象, 易造成气流往复强烈冲击, 严重影响压缩机运行部件, 是造成运行事故的主要因素。随着石油化工事业不断发展和设备装置自动化程度的不断提高, 对离心式压缩机喘振控制提出更高的要求。因此采取有效措施控制离心式压缩机喘振成为当下相关人员研究的重点。本文共分为两个部分, 第一部分分析了影响离心式压缩机喘振的主要因素;第二部分重点探讨了离心式压缩机喘振控制的主要措施。

1 影响离心式压缩机喘振的主要因素

1.1 离心式压缩机喘振的影响因素

(1) 转速变化。离心式压缩机具有特性:转速一定时, 流量与压力之间呈某种相关, 且该转速下存在喘振流量 (极限流量) 。若压缩机工作流量比喘振流量小, 则可能发生喘振。为此必须保证压缩机运行流量比喘振流量大。

(2) 管网特性。当压缩机与系统管网共同运行时, 若压缩机在一定转速下对应的极限压力远远小于系统压力, 则会形成较大差距的压力差, 导致压缩机出口出现流量减少、管网气体回流等现象, 从而出现喘振现象。此外, 压缩机供气不足等也可能造成喘振。

(3) 压缩机运行部件损坏。离心式压缩机部件多且杂, 如O形环、过滤器等, 这些部件安装不当或长期运行出现损伤, 都可能引发喘振。

(4) 介质状态变化。一般而言流量与气体状态密切相关, 转速一定时, 喘振流量随着进气压力的增高而增大;转速及出口压力不变时, 气体入口温度的升高可能引发喘振;出口压力及进气压力一定、转速不变时, 气体分子大量减少, 易出现喘振现象。

(5) 其他因素。离心式压缩机喘振的其他影响因素还有操作失误、运行点误落喘振区、防喘系统没有投入自动, 等等。

1.2 喘振出现的原因

(1) 系统压力过高。该情况出现的主要原因有三点:

(1) 压缩机突然停止运行, 气体没有及时放空。

(2) 出口管路动作 (止逆阀) 失灵。

(3) 阀门处气体容量大, 在达到压缩机出口之前流量急降, 导致防喘系统来不及投自动。

(2) 吸入流量不够。压缩机吸入流量比喘振流量低, 压缩机入口过滤器故障, 冬天滤芯结冰等, 这些都会产生喘振。

2 离心式压缩机喘振控制的主要措施

目前离心式压缩机喘振控制方案主要有传统控制与现代新型控制方案。详细情况见下文。

2.1 喘振传统控制措施

(1) 固定流量防喘振控制。若离心式压缩机最高转速对应的喘振流量为A, 当压缩机入口流量比该转速喘振流量低, 这时就要把旁路控制阀开启, 让出口处一定量的气体回流至入口, 在入口流量比A大后将控制阀关闭。该控制方案具有仪表利用少、操作简单、安全可靠等优点, 但其也有致命缺陷:离心式压缩机高速运转时效率最大, 若转速较低, 则会消耗大量能量。

(2) 可变极限流量控制。该控制方案是对固定流量防喘振缺陷的弥补, 其工作原理如下:转速一定时, 对应的喘振极限流量也不同, 即喘振极限流量随着转速的下降而减小, 为此需在喘振极限流量处留有一定的安全流量, 让防喘振控制器在喘振极限流量安全面运行。该控制系统是在模型计算上实现的, 是一个随动控制系统。当入口节流装置处差压值B比设定值大时, 说明入口流量比极限流量大, 这时把旁路控制阀关闭;当B比设定值小时, 这时把旁路控制阀开启, 让压缩机入口流量在极限流量之上, 有效防范喘振现象。

其中, 设定值由模型计算所得, 公式为C=[n/ (b K12) ] (P2-a P1) ;n=M/ (ZR) , 为常数。

M表示相对分子质量;Z表示压缩系数;R表示气体常数;K1表示流量常数;B是与压缩机相关的系数。

该控制方案在运行过程中要注意几点事项:

(1) 该系统为随动控制系统, 为了保证旁路控制阀的及时开启或关闭, 控制阀需采取线性特性且比例宜小。

(2) 该方案中所使用的仪表量程、系数等必须适当的转换和调整。同时将旁路控制阀及仪表之间的信号传输管线距离尽可能的缩短。

(3) 选用具有防噪、消除不平衡力等功能的旁路控制阀。

(3) 串联和并联时控制。离心式压缩机并联时喘振控制方案实施需有两台及以上压缩机, 且有两种方案:一种是压缩机单独设置防喘振控制系统, 另一种是通用一个旁路控制阀。前者的优点是各压缩机可单独运行, 但其不足之处有投资成本高、涉及到的设备多。因此多采用第二种方案。

(4) 通用性性能曲线控制。该控制方案比上述三种方案先进之处在于:充分考虑到压缩机气体的温度、压力、介质变化等因素。通过相似性原理把压缩机性能曲线有效转化为通用性能曲线 (不受进气状态影响) , 并以此为依据调整离心式压缩机工程状态, 有效防范喘振现象出现。

2.2 现代新型喘振控制方案

(1) 变频调速一旁通回流喘振控制。该控制方案是通过改变电机转速, 对流量进行相应的调整, 达到控制喘振、同时减少压缩机能量消耗的目的。

(2) 预估控制。该控制方案主要是在工作点进入喘振控制线前, 及时的把旁路控制阀开启, 保证机组安全、正常运行。预估控制有工作点移动速率监测跟踪及工作点跟踪两种形式。

(3) 联锁控制。它主要由时间继电器、交流接触器等元件构成, 通过相互作用和制约达到保护电路、避免喘振的目的。

3 结束语

离心式压缩机喘振危害较大, 是造成运行安全事故的主要因素之一。喘振产生的主要影响因素有转速变化、管网特性、压缩机运行部件损坏、介质状态变化等。为此本文从传统喘振控制方案 (固定流量防喘振控制、可变极限流量控制、通用性性能曲线控制) 及新型喘振控制方案 (变频调速一旁通回流喘振控制、预估控制、综合透平压缩机控制系统) 两大方面进行了详细的论述, 旨在给相关人员提供一定的参考。

参考文献

[1]张新利.离心式压缩机防喘振控制系统的实现[D].华东理工大学, 2012

[2]贺代芳, 李向江, 朱新明.离心式压缩机的防喘振控制[J].化工自动化及仪表, 201 (07)

[3]成科.离心式压缩机防喘振控制系统的分析研究[J].数字技术与应用, 2010 (02)

离心泵喘振的原因是什么 第4篇

(2)消除由于泵的人口流道偏小，造成入口流速过大，而在泵的入口处产生旋涡的问题。

(3)检查叶轮及人口壳体是否存在严重缺陷。

(4)检查人口水池内的泵的人口处及附近是否有大的且可以移动的异物。

(5)检查出口管结合面是否有漏气的地方。

(6)启动时，一定要保证泵的人口水池液面高度。

(7)在所选用的泵具有驼峰形功用曲线时，应充分注意管路的计划使设备工作点落在安稳操作区，泵不要在不安稳的小流量区域内工作.

喘振分析 第5篇

[摘要]随着现代科学技术的快速发展，微电子技术出现了日新月异的发展局面，离心式压缩机的控制系统也逐渐成为压缩机控制界研究的主要课题之一。本文主要论述了防喘振的控制系统以及离心式压缩机调节控制的具体措施等内容。

[关键词]离心式压缩机；调节控制系统；防喘振控制系统

[中图分类号]F407.471 [文献标识码]A [文章编号]1672-5158（2013）06-0194-01

对于汽轮驱动下的离心式压缩机来讲，通常会采用设置一套安全的连锁系统、一套控制压缩机性能的系统以及一套对转速进行控制的系统，这三者之间是完全独立控制的，无法进行信息的共享，这样就很容易造成控制系统之间的相互制约和相互干扰，很难使压缩机的性能得到充分发挥，并且所产生的经济效益也较差，当前，随着现代科学技术的快速发展，微电子技术出现了日新月异的发展局面，离心式压缩机的控制系统也逐渐成为压缩机控制界研究的主要课题之一。

1 防喘振的控制系统

1.1 物性参数与特性曲线的关系

通常情况下的特性曲线论述当中，往往会首先强调物性的参数是不变的，研究实践表明，压缩机本身所产生的极限流量值会发生一定的变化，在一定的转速之下，如果气体的平均分子量是不同的，那么其极限的流量值也会不同，假设气体的平均分子量能够由20不断增加至28，在转速不变的情况下，其压缩机的极限流量点就能从QA转移到QA，使压缩机能够维持额定稳定的出口流量，那么正常工作点就会由A点进入不稳定区的A点，就全年来讲，压缩机的工作环境是在不断发生变化的，在进口压力变低或者是环境温度升高时，平均的分子量就会不断增加，当天气逐渐变热时，离心式压缩机也容易进入到喘振区，最终导致喘振，如果空气过滤器中的过滤网被堵塞，就会使得进口的真空度变大，在导叶阀前的气压变小时，压缩机也比较容易进入到喘振区，以致出现工作不稳定的状况，最终会引发轴震动偏大等一系列的停车，再次启动之后，又会使压缩机运行良好，此类现象几乎每年都会遇到。

1.2 离心式压缩机振喘发生的原因

在运行的过程当中，当离心式压缩机的负荷下降至一定的数值时，就会使得气体的排送出现强烈的震荡，并且机身也会在这时出现明显的剧烈震动，我们称这种现象为喘振，它是离心式压缩机的一种固有的特性，在喘振的状态下，压缩机是绝对不允许运行的，因此在操作的过程中一定要避免喘振的产生。而喘振产生的主要原因必须要从压缩机运行的特性上找笞案，每一台压缩机都有自身特定的喘振趋于，所以必须要根据实际的情况来采取相应的喘振控制措施来进行预防，另外，喘振业余管网的特性有一定的关系，管网的容量越大，那么喘振的幅度也就会越大，其频率也就越低，相反，管网的容量越小，那么喘振的幅度也就越小，其频率也就越高。离心压缩机出现喘振的原因还有压力、温度以及分子量等，在相同的转速下，如果分子的容量越大，而温度越低，那么压缩机就越容易进入到喘振区。

1.3 喘振形成的过程

如果压缩机在QA点处于正常的工作状态，当因为某种原因来降低负荷时，就会使得工作点不断向左移动，而当压缩机在QB时，就会使得压缩机进入极限的工作点，在这时，出口的压力比是最大值，如果负荷继续不断下降，出口的压力也将会迅速降低，同它进行连接的系统其压力会瞬间丧失，导致气体倒流，其工作点也会迅速到达QC点，在这时，系统压力和出口压力就会出现瞬间的相等，因为压缩机还处在运行的过程中，就会使得出口流量迅速增加，此时极限的工作点也会迅速移动到0.13点，由于工作负荷过大，就必须要通过调节系统来降低负荷，并不断促使出口的流量回到QA点，这即是一个相对完整的出口压力喘振周期。

2 离心式压缩机调节控制的具体措施

2.1 一般的离心式压缩机控制方案

为了能够使压缩机得到长期、平稳、安全的运行，在一般情况下都需要对其参数的控制、检测以及安全联锁保护系统等进行设置。调节阀又被称之为控制阀，主要应用在工业自动化的控制过程领域中，通过对调节控制器输出的控制信号加以接收，利用动力操作来改变介质流量、温度、压力、液位等参数的控制元件。压缩机出气压力和气量压力控制系统，有调节原动机转速法、旁路回流法以及直接节流法等，在旁路回流法的控制方案当中，气体经过了多级的压缩之后，就会因为压缩比大使得出口压力相应的增大，在这时最好不要从第一段人口和末端出口直接旁路，否则就会使得能耗增加，在高差压下会使得控制阀的磨损也将增快，因此最好是采用增设降压消音的装置或者是分段旁路设置的措施。

2.2 防喘振调节的具体方法

防喘振调节的主要目的就在于，不管工艺的负荷出现怎样的变化，都必须保证压缩机的人口流量不能够小于转速一定的条件下极限流量值，从理论上来讲，可以指定两套控制方案，一种是固定的极限流量法，另外一种就是可变的极限流量法，其中固定的极限流量法就是指将压缩机自身的防喘振流量尽量控制好设置值，使其能够远离喘振区，如果工作负荷出现变化，就可以保证压缩机不发生喘振，这样的方法也存在着一定的缺陷，就是在正常流量和极限流量相差较大时，就会有过多的空气被放空或者是被反馈，严重影响到经济效益，采用可变的极限流量控制法，可以允许根据工作状况的变化对防喘振设定值进行适当的调整，尽量减少反馈量或者是放空量，以便不断提高经济效益。

2.3 可变极限流量控制方案

为了可以尽量减小压缩机出现能量损耗的问题，在压缩机的负荷可以通过调节速度进行改变的场合，在不同的转速情况下，喘振极限流量将会是一个变数，并且会随着转速的下降而不断减小，最合理的防喘振方案就应当是留出适当的安全值，可以使得防喘振调节器随着喘振边界的曲线进行安全操作。

3 结束语

调节控制系统是离心式压缩机的灵魂，在其运行的过程中起着关键性的作用，随着科学技术的不断进步，控制系统也将会获得越来越大的发展，做好压缩机所具有的控制系统需要积极开展多方面的工作，设计和确定好生产工艺，将工艺介质的密度、组分等参数进行细化，并且要充分考虑到实际的工作情况，做到理论联系实际，严格执行施工要求和设计路线，不断提高离心式压缩机的调节控制性能。

参考文献

[1]曹顺安，基于BP神经网络的火电厂水质调节系统的smlth-PID鲁棒自适应控制[A]湖北省电机工程学会电厂化学专委会2007年学术年会论文集[C]，2007

喘振分析 第6篇

该压缩机为低温甲醇洗制冷用压缩机, 压缩机为沈阳鼓风机厂生产的MCL706+2MCL707型多级离心压缩机, 驱动透平为杭州汽轮机厂生产的NKS40/36/20全凝式汽轮机。压缩机各详细参数见以下表1。

2 喘振控制

2.1 控制方案

该压缩机通过两个防喘振阀实行系统喘振控制, 具体流程见以上图一, 一段防喘振 (以下称低压缸防喘振) 采用一段入口压力PI10, 二段出口压力PI11及一段入口流量FI10, 三参数通过运算实时控制FV10的开度, 防止产生喘振。二三段防喘振 (以下称高压缸防喘振) 采用二段入口压力PI20, 三段出口压力PI21及二段入口流量FI20, 三参数进行运算实时控制FV20的开度。

2.2 作图方法

从下图2的喘振画面上可以看出, 该喘振线采用了Pd/Ps和undefined方法进行作图, (简化后C2h/Ps, 这里的h为孔板压差, 是线性输入) [1]。

式中:Pd-出口压力, MPa;Ps-入口压力MPa;C-常数 (由孔板尺寸决定) m2;h-孔板压差 (与流量的关系式为Q2=h) MPa

3 问题提出

在该机组原始开车时, 两喘振阀全开, 对机组进行启动。当机组转速过临界后达到4 500rpm左右时, DCS显示高压缸工作点远离喘振区 (在防喘振线右侧) , 低压缸工作点却一直处于喘振区 (在防喘振线左侧) , 而机组本身没有任何喘振现象。

在该状态下, 压缩机一段进口流量为50 000m3 (标) /h (为流量计的满量程) 。一段进出口绝压压比Pd/Ps=0.6/0.2=4, 小于机组正常工作时候的绝压压比Pd/Ps=0.386/0.073=5.29。从而出现进口流量足够大, 进出口压比相对较小的情况下, 防喘振系统认为机组出现喘振现象, 这与喘振发生的条件完全不符。对于以上所存在的问题, 我们做以下分析。

4 分析问题

1) 首先对防喘振程序进行检查, 未发现任何程序错误, 并且高低压缸程序完全相同。且高压缸防喘振系统能够正常显示, 所以进一步排除程序上的问题。

2) 对各个变送器进行了检查和校对, 未解决实际问题。

3) 对现场防喘振阀和流量计进行排查, 未发现任何异常。并且机组入口高流量时, 汽轮机调节气阀全开, 机组负荷达到最大, 无法升速, 所以判断显示流量跟实际流量基本对应。

4) 从防喘振作图上分析, 纵轴为Pd/Ps, 其计算值与显示值基本相等, 并且从喘振画面上看, 影响工作点的最要因素为h/Ps, 因Ps正常, 因此影响工作点的位置只有参数h。

我们通过 (其中Qn、Tn、Pn分别表示标准状态下体积流量、温度, 压力;Qm、Ts、Ps分别表示工作状态下体积流量、温度, 压力。) 计算可知, 标准状态下的50 000m3 (标) /h体积流量在该工作状态下的实际流量约为18 803.4m3 (标) /h (工作温度选均值35℃) 。

已知流量与孔板压差的关系, 可以大体判断实际工作状态下的h/Ps值甚小, 这与防喘振画面上的显示基本吻合, 因此我们认为该因素是影响防喘振系统误判断的主要原因。而对于高压缸, 其工作状态与设计状态相差不远, 所以对工作点的影响不是很大。

5 处理方法

介于以上问题发生的原因, 我们在不改变防喘振作图的前提下, 对压缩机操作做以下改进。

1) 对压缩机启动选用“手动启动”方法, 以致当过临界无法升速时, 选择保持转速, 从而减少调节气阀长时间全开对汽轮机产生的危害。

2) 对于每次有计划停车时, 应尽可能的回收低温甲醇洗系统及管网的氨, 保证下次系统低压力启动, 如果发生紧急停车时, 应及时通知低温甲醇洗关闭氨冷器加氨阀, 减少过多液氨进入系统。

3) 当转速达到4 500rpm左右时, 选择保持转速, 再慢慢关小高压缸防喘振阀, 通过提高三段压力及降低一段出口压力让大量气氨通过冷凝来降低一段入口压力。并且当低压缸工作点出喘振区后, 应及时关小低压缸喘振阀 (注意要少量多次) 。进一步降低入口压力和温度。

4) 随着喘振阀的关小, 气氨慢慢冷凝, 机组负荷慢慢降低, 当调节气阀余量较大时, 升速和关防喘振阀交替进行, 慢慢将转速升至可调转速内。从而缩短加负荷时间。

5) 在压缩机启动中有入口阀门微开的条件, 即:15%开度。我们决定该阀在升速过程中根据入口压力情况慢慢开启, 如果开的过早, 会使机组长时间高负荷, 对机组造成危害。并且入口阀全开时, 低温甲醇洗才能慢慢向氨冷器内加入液氨。加入速度要缓慢。

6) 在开车前, 对干气密封一二级密封气的投运应尽可能迟 (我们选择暖管完冲转前十分钟左右投运) , 避免系统氮气过多, 影响气氨冷凝, 对系统调节带来影响。并且根据情况, 在开车后应尽可能早的把一级密封氮气倒到工艺气密封上。

6 结 论

对操作方法改造后, 我们对机组进行了首次启动, 机组在较短时间内达到正常运行状态, 对低温甲醇洗开始制冷。并且在机组调整过程中, 轴振动, 轴位移等参数稳定, 机组没有任何异声。并且通过多次开停车及近一年运行状况证明, 在避免修改喘振系统费时费财的前提下, 能够使系统稳定的运行。说明该操作方法可靠可行。并且对干气密封操作的改造, 没有对干气密封造成任何危害。

同时, 通过这次问题的思考, 我们提出该防喘振作图方法的不足, 对业内人士的研究提供参考。

摘要：通过对原始开车中氨压缩机防喘振系统出现的异常问题进行全面分析, 对操作方法进行改进, 并通过实际生产运行进行可行性证明。

关键词：防喘振,分析,方法

参考文献

离心式压缩机喘振分析及解决措施 第7篇

离心压缩机是速度式压缩机中的一种, 由于具有排气量大, 效率高, 结构简单, 体积小, 气体不受油污染以及正常工况下运转平稳、压缩气流无脉动等特点, 目前已广泛应用于石油、化工、冶金、动力、制冷等行业。离心压缩机的安全可靠运行对工业生产有着非常重要的意义。然而, 离心压缩机对气体的压力、流量、温度变化较敏感, 易发生喘振。喘振是离心压缩机固有的一种现象, 具有较大的危害性, 是压缩机损坏的主要诱因之一。早在1945年于英国首先发现了离心压缩机的喘振现象并引起了人们的注意。

1 离心式压缩机的喘振机理及影响因素

1.1 离心式压缩机的喘振机理

离心压缩机工作的基本原理是利用高速旋转的叶轮带动气体一起旋转而产生离心力, 从而将能量传递给气体, 使气体压力升高, 速度增大, 气体获得了压力能和动能。在叶轮后部设置有通流截面逐渐扩大的扩压元件 (扩压器) , 从叶轮流出的高速气体在扩压器内进行降速增压, 使气体的部分动能转变为压力能。可见, 离心压缩机的压缩过程主要在叶轮和扩压器内完成。当离心压缩机的操作工况发生变动, 而偏离设计工况时, 如果气体流量减小则进人叶轮或扩压器流道的气流方向发生变化, 气流向着叶片的凸面 (工作面) 冲击, 在叶片的凹面 (非工作面) 的前缘部分, 产生很大的局部扩压度, 于是在叶片非工作面上出现气流边界层分离现象, 形成旋涡区, 并向叶轮出口处逐渐扩大。气量越小, 则分离现象越严重, 气流的分离区域就越大。由于叶片形状和安装位置不可能完全相同及气流流过叶片时的不均匀性, 使得气流的边界层分离可能先在叶轮 (或叶片扩压器) 的某个叶道中出现, 当流量减少到一定程度, 随着叶轮的连续旋转和气流的连续性, 这种边界层分离现象将扩大到整个流道, 而且气流分离沿着叶轮旋转的反方向扩展, 以至叶道中形成气流旋涡, 从叶轮外圆折回到叶轮内圆, 此现象称为旋转脱离, 又称为旋转失速。发生旋转脱离时叶道中气流通不过去, 级的压力突然下降, 排气管内较高压力的气体便倒流回级里来。瞬间, 倒流回级中的气体补充了级流量的不足, 叶轮又恢复正常工作, 重新把倒流回来的气体压出去。这样又使级中流量减小, 于是压力又突然下降, 级后的压力气体又倒流回级中来, 如此周而复始, 在系统中产生了周期性的气流振荡现象, 这种现象称为“喘振”。

2 喘振的危害及判断

2.1 喘振的危害

喘振现象对压缩机十分有害, 主要表现在以下几个方面: (1) 喘振时由于气流强烈的脉动和周期性振荡, 会使供气参数 (压力、流量等) 大幅度地波动, 破坏了工艺系统的稳定性。 (2) 会使叶片强烈振动, 叶轮应力大大增加, 噪声加剧。 (3) 引起动静部件的摩擦与碰撞, 使压缩机的轴产生弯曲变形, 严重时会产生轴向窜动, 碰坏叶轮。 (4) 加剧轴承、轴颈的磨损, 破坏润滑油膜的稳定性, 使轴承合金产生疲劳裂纹, 甚至烧毁。 (5) 损坏压缩机的级间密封及轴封, 使压缩机效率降低, 甚至造成爆炸、火灾等事故。 (6) 影响与压缩机相连的其他设备的正常运转, 于扰操作人员的正常工作, 使一些测量仪表仪器准确性降低, 甚至失灵。一般机组的排气量、压力比、排气压力和气体的密度越大, 发生的喘振越严重, 危害越大。

2.2 喘振的判断

由于喘振的危害较大, 操作人员应能及时判别, 压缩机的喘振一般可从以下几个方面判别: (1) 听测压缩机出口管路气流的噪声。当压缩机接近喘振工况时, 排气管道中会发生周期性时高时低“呼哧呼哧”的噪声。当进人喘振工况时, 噪声立即大增, 甚至出现爆音。 (2) 观测压缩机出口压力和进口流量的变化。喘振时, 会出现周期性的、大幅度的脉动, 从而引起测量仪表指针大幅度地摆动。 (3) 观测压缩机的机体和轴承的振动情况。喘振时, 机体、轴承的振动振幅显著增大, 机组发生强烈的振动。

3 压缩机的喘振预防及解决措施

三催化车间的气压机组是由美国D R ESS-R A N D公司制造的3M 8-9两段压缩机和4U背压式汽轮机组成, 该机组安装在公司120万吨/年催化裂化装置内, 机组主要用来压缩气体、控制反应压力。当汽轮机调速系统出现故障可导致压缩机转数急剧下降, 压缩机出口压力下降, 从而使管网中高压气体倒流回压缩机引起喘振。

3.1 为了防止喘振发生, 在操作中应注意到:

(1) 防喘振系统未投自动的情况下, 机组的操作状态必须远离喘振区, 留有足够的防喘余度。 (2) 气压机开停与调整时, 必须严守“升压先升速, 降速先降压”的原则。操作中应缓慢、均匀, 多次交替完成升压和变速。 (3) 反映、分馏岗位应努力平稳操作, 控制好冷后温度, 力求控制富气参数在设计范围内。 (4) 操作中必须密切观察主蒸汽和背压蒸汽参数, 发现不利趋势及时联系加以调整。

3.2 气压机不同工况下喘振现象的处理措施。

(1) 针对低流量工况, 应立即适量打开反飞动阀。 (2) 针对出口阻塞工况, 应立即适当打开出口放火炬阀。 (3) 针对由气体参数变化出现的喘振工况, 应首先打开出口放火炬消除喘振状态后, 再调整操作改变气体参数。 (4) 发生喘振工况时, 气压机岗位操作员在情况判断不明的情况下, 应先开出口放火炬消除喘振状态, 再进行针对性处理的原则来操作。

4 结论

喘振是离心式压缩机固有的特性, 具有较大的危害。喘振现象的发生取决于管网的特性曲线和离心压缩机的特性曲线。喘振形成的原因在于倒流与供气的周期性地交替进行。应当结合生产实践, 逐步弄清喘振的机理, 掌握喘振的主要影响因素, 熟悉常见的喘振实例, 采取有效的防喘振控制措施, 提高离心压缩机抗喘振性能和运行可靠性。

摘要：论述了离心式压缩机喘振机理、影响因素、危害及判断, 以及本车间气压机组发生喘振时的处理措施。

喘振分析 第8篇

1 旋转失速、喘振与两者的关系

1.1 旋转失速

旋转失速其实就是压气机中气流不稳定的一种形态。旋转失速的本质是气流出现的一种沿周向的自激振荡。气流以大迎角流入叶片排形成的单个或多个失速团, 以小于转子转速并和转子同向围绕环形通道旋转的失速现象。简言之, 失速与飞机失速一样, 攻角过大, 气流在机翼表面分离。发动机的叶片表面产生气流分离, 就会产生失速。失速会引起叶片振动过大, 造成叶片振动疲劳损坏。

1.2 喘振

由于严重失速导致在压气机和连接管道中, 出现的不稳定流动的有害工况, 特征是以较低的频率振荡的工质流量。出现旋转失速后, 若流量继续减少就会出现喘振现象。

1.3 旋转失速与喘振的关系

旋转失速与喘振是轴流压气机特有的一种振动故障。单个或几个失速, 影响不大, 一般不会引起喘振。当失速形成团或多级时, 造成整个气流通道堵塞, 极易产生喘振。当喘振发生时, 不仅会引起机组效率下降, 而且还会对机器造成严重危害。喘振则会引起发动机整机振动过大, 造成工作不正常, 甚至发动机超温、熄火。失速时发动机的噪声比较小, 喘振时发动机声音比较大, 会出现砰砰作响。

2 产生旋转失速与喘振的机理

从结构上老说, 压气机发生喘振的主要原因就是叶片槽道的扩压性, 槽道具有正向的压力梯度, 这样就造成气流较容易地在叶片吸力面发生大范围附面层分离或倒流现象的发生。叶片发生了失速, 或者出现叶片通道受阻。当失速的叶片数量逐渐增多后, 整个压气机实际流通能力变小, 压气机后的高压气体由于压力梯度作用, 出现倒流现象, 同时倒流也会消除压力梯度, 气流会再次在叶片作用下正向流动, 使得前后压力梯度增加和压气机后面高压气体发生回流, 造成更大范围的叶片失速, 反复出现就造成了气流的轴向振荡, 即喘振的发生。

3 轴流压气机失速与喘振的预防措施

3.1 从压力机中间级、末级放气控制喘振的发生

中间级放气, 如下图, 通过改变进入压气机的气流轴向分速度大小, 即改变压气机的空气流量的方法, 来实现控制喘振的发生。

放气防喘的利与弊:优点为结构简单, 效果好。但是, 会有25%左右的压缩空气被放掉, 显得不经济。这一防喘常用于压力<10的多级轴流压气机中。

在设计的过程中, 应该合理地选择各级间的流量系数的分配关系, 最大限度地扩大压气机的稳定工作范围。低速工况, 压气机前几级容易发生喘振。在设计常低于设计转速工况下运行的压气机的过程中, 需要将其前几级的流量系数选大些, 同时将其作功量减小, 目的是为了保证压气机前几级不容易进入喘振工况。在压气机转速恒定的设计中, 就要将后几级的流量系数取大, 从而扩大后几级叶栅的稳定工作范围, 使之具备较大喘振裕度。

3.2 可调进口导流叶片和静叶片防喘

通过旋转进口导流叶片来控制导流叶片的出气较大, 保证流入第一级动叶的气流攻角在正常位置。可调进口导流叶片和静叶片的优点是, 能够大大降低压气机的功耗, 非设计点效率高。存在的不足之处为, 结构过于复杂, 给操作带来不便, 同时重量也会增加很多, 这一防喘方法主要应用于高增压的压气机上。由于在低转速工况下, 压气机的前几级最容易进入喘振工况, 常常将压气机进口导叶设计为可转动的。当燃气轮机启动时, 在机组的转速升到额定转速的95%前, 进口可转导叶的安装角度始终固定在γ=44°位置上。当机组的转速升到额定转速时, 带动齿圈动作的油动机。在液压油的作用下, 通过活塞和连杆机构的动作使大齿圈转动一定角度, 就把每个可转导叶的安装角度迅速开大到γ=80°的位置上, 在机组进入正常运行状态后, 压气机进口可转导叶的安装角将始终保持在γ=80°的位置。

3.3 多轴布置主动控制喘振

压气机的通流部分的几何尺寸, 根据设计工况确定的压气机的压比不超过4-4.5时, 因工况偏离设计工况不大。不采取防喘措施, 各级照样能协调工作。当设计压比≥6-7, 不采用中间放气或可转导叶等防喘措施, 就肯定会发生喘振的。当压力更高时, 仅仅采用上面这两种, 如果是单轴压气机的话, 是无法有效防止喘振发生的。此时, 就要采用双转子结构的压气机来防止喘振。两个转子会随各自负荷的变化自动调整其转速, 保持各进级口的流量系数不变, 保证气流进入压气机攻角始终在设计值内, 防止压气机喘振。

航空发动机失速和喘振, 在多级轴流压气机中最初表现为内部某级叶片表面发生气流分离, 分离严重时就会发生气流的旋转失速和喘振。旋转失速和喘振对多级轴流压气机的影响最为严重, 其后果可能直接损坏发动机, 因此寻更加有效的防喘方法势在必行。

摘要：轴流压气机不稳定的工作形式通常表现为旋转失速和喘振, 这是限制压气机稳定工作范围的两大因素。把压升作为反馈信号, 通过补偿节流阀系数值的方式, 对旋转失速和喘振进行控制, 够增加压气机的喘振裕度, 消除失速时伴随的迟回效应。

关键词：轴流压气机,失速,喘振,预防措施

参考文献

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[2]吴云, 李应红, 张朴.某涡喷发动机压气机气动失稳过程的非线性分析[J].航空动力学报, 2005年05期

[3]张朴, 魏沣亭, 李应红;某型发动机旋转失速压力信号的频谱分析[J].空军工程大学学报 (自然科学版) , 2003年04期

[4]宋慧敏, 李应红, 吴云, 魏沣亭, 张朴.基于自相关函数的压气机气动不稳定监测方法[J].空军工程大学学报 (自然科学版) , 2005年03期

[5]吕建伟, 李军.基于时频-小波分析的压气机失速先兆研究[J].燃气涡轮试验与研究, 2004年01期

喘振分析 第9篇

关键词：火力发电厂,空压机,喘振,跳闸

在每个火力发电厂中都需要控制仪表用压缩空气系统, 这些仪用气系统所用空压机一般的压力范围为6.7~8.6bar, 气量范围为16.3~130.5m3/m, 依据工厂规模不同, 选取不同规格的空压机。压缩空气一般用在蒸气发电锅炉和电力发电机上的汽力运转和控制仪表上。在近些年来, 有向实体运转和微处理器控制的转变。然而在运行中, 空压机经常因为喘振而跳闸, 严重影响了系统的稳定性和安全性。从我厂空压机调试和运行中, 发现了一些必须引起重视的细节问题, 下面简要进行分析, 与大家交流分享。

1故障情况综述

大唐淮南洛河发电厂二期两台40m3/m仪用空压机是离心式空压机, 第一级和第二级气缸均是49度报警, 52度跳闸。2012年自6月11日至12月底, 共出现11次第一级温度高跳闸的情况, 并且从第一级温度高报警到跳闸只有一秒的时间间隔。

2故障原因分析

正常情况下第一级第二级温度并不高, 只有30到40度左右, 从这个温度上升到49度报警, 52度跳闸只在一瞬间, 对于出现这种情况只有三种可能:1) 测点故障跳变;2) 外部冷却介质闭式水突然中断;3) 内部介质的突然减少。前两点我们都已经从事后给予了排除, 第三点也有三种情况:入口阀故障误关、系统压力突增将空压机憋住、空压机喘振。这三种情况其实都可以归纳为空压机的喘振, 但是前两种情况我们可以通过趋势分析和事后定论给予排除, 从而确定, 故障原因归根到底是因为喘振。

喘振是当空压机所压缩的空气量不足以维持所产生的压力时空气的倒流现象。喘振时压力、电流均波动, 排气温度升高、超温, 振动增大。一次在现场碰巧看到和感受了一下空压机的喘振, 其现象就象哮喘病人咳嗽的样子, 机器入口发出“砰砰”的声音。通过以上分析和现场现象确认, 现在可以确定的是空压机第一级温度高跳闸的原因是空压机的喘振引起的。

3结论及整改方案

结合我厂仪用空压机的实际情况及运行中遇到的一些问题, 我们仔细分析了空压机发生喘振的原因, 通过对原因的深入分析和探索, 在预防空压机喘振方面, 摸索出了一套行之有效的好方法。归纳起来可以概括为“三降一增”的方法来提高空压机抵御喘振的能力:降低系统压力、降低入口滤网差压、降低入口温度、增加空气流量。

目前我们采取的措施有:加强对两台空压机的入口滤网差压的监视, 及时进行清理和更换。气缸入口温度受环境温度和旁路阀回气温度的影响, 环境温度我们不能大幅度调整, 但是回气温度我们可以通过加强冷却效果来控制, 目前我们已经通过给冷却器加外置冷却水来降低。

空压机控制系统里用来防止喘振的措施是通过开启旁路阀来实现的, 开启旁路后会有部分气体回流到入口, 在入口阀门节流的情况下会增加空压机的气体流量, 但也会带来一定的负面效果, 会提高入口温度, 会降低出口压力, 有可能维持不住系统压力。当入口阀在节流的情况下开旁路阀利大于弊, 在入口阀全开的情况下再开旁路阀就会弊大于利。旁路阀是根据空压机的电流和设定的节流极限值 (TL) 来决定的, 当空压机电流低于该节流极限值时就会开启。

从两台空压机的运行情况来看, A空压机的喘振次数明显比B的少, 在清理了入口滤网后当环境温度上升到34度时才发生喘振, 后来在冷却器外部加了冷却水后就一直没有出现过跳闸, 目前在36度温度都没有出现喘振。而B空压机的抗喘振能力却变的越来越差, 从以前的不加外置冷却水时环境温度上升到32度跳闸到现在外加冷却水时环境温度上升到26度时就跳闸。AB空压机型号完全相同, 为什么差异这么大呢?从两台空压机的运行电流上也可以看出不同。A空压机运行时电流十分平稳, 在21.6A附近, 基本不变。B空压机的电流在22A到23A之间附近波动, 随着环境温度的变化电流变化十分明显, 当环境温度下降时, 电流能上升到23A以上, 当环境温度上升时会明显持续下降, 到20A附近很快就会跳闸。

经过就地观察发现AB空压机的参数设置有着许多不同之处:A空压机的出口压力设定为0.768MPa, B空压机的出口压力设定为0.78MPa, A空压机的TL设定为21.6A, B空压机的TL设定为21A, 但是却被喘振递增到了23.9A。正常B空压机的运行电流不会大于23.9A, 那么旁路阀就会打开, 所以它的损耗就会大, 所以电流就比A的高, 系统压力虽然设定的高, 但却从来达不到这么高, 当环境温度逐渐上升时空气就会变的稀薄, 那么空压机内的气体流量就会减小, 所产生的压力很难维持系统压力, 所以就很容易产生喘振。

处理方法:

1) 降低空压机的压力设定值到规程规定值0.75MPa, 并可考虑在满足系统需求的前提下再适当降低一点;

2) 通过说明书的设定方法尽可能降低TL值的设定, 复位系统递增值;

3) 确保入口滤网干净, 定期清理, 夏季可缩短清理周期;

喘振分析 第10篇

关键词：锅炉,引风机,失速,喘振,异常

某电厂工程所采用锅炉为2×300MW机组, 锅炉采用四角切圆燃烧方式和中间储仓式制粉系统, 同时所配用的引风机为可调轴流式通风机, 其中部分参数如下:风机型号 (TB工况:G158/280, BMCR工况:G158/180) , 流量 (TB工况:277.72, BMCR工况:252.47) , 全压:4910, 叶片数16, 额定转速:735。

1锅炉引风机失速、喘振异常现象及发生机理

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烈震动的现象。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。

2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。本文所研究引风机的参数见表1。

从表1中可得知, 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、马达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。引风机出现喘振时的参数见表2:首先发生喘振的B侧引风机, 马达电流也下降到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、马达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

空预器的烟气测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、马达电流、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, 导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。

3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, 使风机运行效果受到影响, 同时会导致风机进出口管道产生强烈振动, 进而威胁机组的安全运行, 但参数过小同样会造成引风机和实际机组满发的需求不符, 是目前我国电站风机选型参数主要根据锅炉最大蒸发量所需风 (烟) 量计算阻力, 同时再加上一定的富裕量, 因此设计裕量是合理确定引风机型号的关键参考标准。需指出的是, 风机选型需有以下参数:BMCR工况、锅炉点火启动工况、50%BMCR工况、选型工况 (TB) 等, 在选型过程中首先根据TB工况参数选取风机型式和型号大小, 之后在所选择的风机性能特性曲线图上画出系统阻力特性, 以此观察所要选的风机是否和安全稳定运行的需求相符。

3.2采用先进的调节方式和编制具体的风机规程

风机调节最适用的方法即变转速调节, 之后选用不同性能的风机, 如进风箱进口百叶窗式挡板调节的离心式风机、静叶调节轴流式风机、入口导叶调节离心风机、动叶调节轴流式风机等。有时风机中的叶片角度会在运行中因为系统计算误差、调节机构动作不当或系统积灰阻塞等原因导致风机进入失速区域, 或另一台风机并入时受操作不当影响, 导致第二台风机失速线的最低点要低于第一台风机运行压力, 由此造成第二台风机出现喘振, 甚至有时还会造成母管压力失衡。因此电厂应在风机投入运行前根据制造厂提供的资料和系统具体条件详细编制风机运行规程, 最后把所制定的规程作为该类设备运检的参考标准。

3.3防止引风机喘振的具体办法

针对锅炉引风机发生喘振原因并结合日常运行维护中常出现的问题, 可从以下解决方法着手:首先在运行中加强监视空预器烟气侧差压, 一旦差压异常升高时则及时增加吹灰次数, 防止空预器堵灰。其次要保证锅炉启动和停止中及时通过刁姐燃油流量防止低负荷, 避免油枪出力过大而造成不充分燃烧现象, 导致烟气中的油 (水) 气凝结造成空预器换热元件锈蚀发生堵灰。第三改造不合理管道布置和低效率运行风机;目前, 我国大型电厂使用的高校电站风机受多种原因限制, 导致电厂内堆积不少低效率运行风机, 那么对此类风机进行改造对提高运行效率起着重要的促进作用, 同时也是我国电站风机节能的关键途径。第四运行中尽可能的控制引风机的动叶开度不超过85%, 一旦超过这个范围值需需通过降低机组负荷或锅炉氧量对动叶进行控制。

结语

总而言之, 锅炉引风机失速和喘振原因和烟气侧差压过高和空预器堵塞有着紧密的联系, 尤其烟气侧差压过高会导致引风机进入不稳定工作程序进行工作, 也和风机的选型不合理有关, 引风机在较为陡峭的工况中运行。对此, 需采用化学药物及高压水冲洗孔预器, 及时更换部分损坏严重的换热箱, 加强监视空预器测压差, 选择合适的引风机, 确保风机在失速裕度足够且稳定区域内运行。

参考文献

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