轴流通风机失速与喘振分析

1、轴流通风机失速与喘振分析李春宏/国华浙能宁海电厂摘要:通过阐述轴流通风机失速和喘振的机理,并分析实际生产中轴流通风机失速和喘振的发生过程,最终给生产运行人员提出了处理该故障的方法.关键词:轴流式通风机;失速;喘振;处理方法中图分类号:TH432.1 文献标识码:B文章编号:1006-8155(2008)02-0077-04Analysis on Stall and Surge of Axial-flow FanAbstract: This paper specifies the mechanism of stall and surge of axial-flow fan and analyze

2、s the occurring process of stall and surge during the actual manufacturing. Finally, the treatment for this fault is pointed out for the operators.Key words: axial-flow fan; stall; surge; treatment0 引言我厂在调试和生产过程中,一次风机和引风机(均为轴流通风机)曾多次发生失速和喘振,影响风机风机处于正常工况时,冲角很小(气流方向与叶片叶弦的夹角即为冲角),气流绕过机翼型叶片而保持流线状态,如图1a所

3、示.当气流与叶片进口形成正冲角,即>0,且此正冲角超过某一临界值时,叶片背面流动工况开始恶化,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.冲角大于临界值越多,失速现象越严重,流体的流动阻力越大,使叶道阻塞,同时风机风压也随之迅速降低.图1 冲角与失速风机的叶片在加工及安装过程中,由于各种原因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.如果某一叶片进口处的冲角达到临界值时,就首先在该叶片上发生失速,而不会所有叶片都同时发生失速.如图2中,u是对应叶片上某点的周向速

4、度;w是气流对叶片的相对速度;为冲角.假设叶片2和3间的叶道23首先由于失速出现气流阻塞现象,叶道受堵塞后,通过的流量减少,在该叶道前形成低速停滞区,于是气流分流进入两侧通道12和34,从而改变了原来的气流方向,使流入叶道12的气流冲角减小,而流入叶道34的冲角增大.可见,分流结果使叶道12绕流情况有所改善,失速的可能性减小,甚至消失;而叶道34内部却因冲角增大而促使发生失速,从而又形成堵塞,使相邻叶道发生失速.这种现象继续进行下去,使失速所造成的堵塞区沿着与叶轮旋转相反的方向推进,即产生所谓的"旋转失速"现象.风机进入到不稳定工况区运行,叶轮内将产生一个到数个旋转失速区.

5、叶片每经过一次失速区就会受到一次激振力的作用,从而可使叶片产生共振.此时,叶片的动应力增加,可能致使叶片断裂,造成重大设备损坏事故.图2 旋转失速大型火电机组的送风机一般是定转速运行的,即叶片周向速度u是一定值 ,这样影响叶片冲角大小的因素就是气流速度与叶片开度角.如图2所示,可以看出:当叶片开度角一定时,如果气流速度c越小时,冲角就越大,产生失速的可能性也就越大.从图2还可以看出,当流速c一定时,如果叶片角度减小,则冲角也减小;当流速c很小时,只要叶片角度很小,则冲角也很小.因此,当风机刚启动或低负荷运行时,风机失速的可能性大大减小甚至消失.1.2 喘振的产生机理当系统管网阻力突然增大使得流

6、量和流速减小,或风机动叶开得过大,都会使进入风机叶栅的气流冲角增大,冲角超过临界值时,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AKDC).这种倒流结果使得叶栅前后压力差逐渐

7、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CDK).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".轴流通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.另外,

8、风机喘振的频率越低,振幅就越大.总之,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.1.3 工程应用分析以上是理论上对轴流通风机喘振的的阐述,它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.实际运行中,轴流通风机喘振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.风机喘振时电动机电流下降, 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.下面结合图3进行分析.图3 工况变化与失速过程(定流量运行)(1)轴流通风机的p-Q性能曲线是

9、一组带有驼峰形状的曲线(见图3).风机风机为例,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,势必要开大风机风机的工作点将上移至a,b位置

10、.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,即是轴流通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

11、右下方,风量急剧增加,系统压力由B风机维持.1.4 实例分析上面图例是风机在异常工况下为维持一定流量而导致的失速,下面举一实例分析风机在异常工况下为维持一定压力而导致的失速.2007年9月4日,宁海电厂4号机因送风机跳闸触发RB动作,4E磨,4D磨相继跳闸.由于跳闸磨的一次风门连锁关闭,导致一次风流量突然减少和一次风管阻力瞬时增大,母管压力突升(见图4).在自动调节方式的两台一次风机为了维持母管压力至设定值,它们的动叶均自动关小.在此过程中,风机出口流量减少,风速降低,冲角变大,逐渐向失速工况靠近.最终由于微小的差别使得B一次风机首先到达了临界工作点,出口流量突降,电机电流突降,母管压力突降.

12、为了维持压力,它们的动叶又马上自动开大.此时实际上只有A一次风机在出力,所以动叶开度要比原来大很多,但母管压力反而低很多,从它们的电流变化上也可以看出.运行人员马上将风机切换至手动控制,逐渐关小两者的动叶开度.当关到一定开度时,B一次风机又越过了临界工作点,开始出力,电流和母管压力都有一个突升.随后再根据电流值调整动叶开度,平衡两者的出力,最终消除了故障.图4 一次风机失速过程曲线以上发生失速的过程可以利用轴流通风机的性能曲线来分析,见图5:(1)RB发生前,A/B风机分别处于a0/b0工况点;(2)RB发生,压力从p0突升至p1,工况转到a1/b1;(3)两风机动叶同时自动关小,工况转到a2

13、/b2,B风机先达到临界点,即 b2点;(4)B风机失稳,流量减少,两风机动叶均自动开大.B风机沿着流量曲线滑向b3点,A风机转到a3点,流量剧增.母管压力降至p3. 图5 工况变化与失速过程(定压运行)3 结论通过以上理论与实例分析,对于如何正确处理轴流通风机的失速或喘振故障,特提出以下建议.(1)当发现风机动叶开大,出力下降,电流显著减小,就地振动大,噪声高,这时基本可以判定风机已失速.应立即撤出风机自动控制转为手动调节,逐渐减少喘振风机的动叶开度(即减小角),降低Q-p曲线,降低临界工作点(K点),使调节后的风机处于风机的高效率稳定区域内工作,直至喘振风机的电流回升至正常值.在这同时可以快速降低机组负荷,并减小另一