175C/150轴流风机失速和喘振的机理，以现场工程调试中碰到的问题为例，分析了AST―轴流风机发生失速和喘振的原因，并提出了相应的防范措施。

　　动叶可调轴流风机相对于离心式风机具有体积小、重量轻（为离心式风机的60% ~70%）、低负荷运行效率高、调节范围大、对负荷变化反应快等一系列优点。在国外大、中容量的火电机组上早已获得广泛使用。近年来，随着国内300MW、600MW及以上机组的大量建设和投运，动叶可调轴流风机在火电机组中也日趋普遍采用。但动叶可调轴流风机由于其结构上的特点，也存在制造、安装、维修技术要求高，失速（不稳定）区间大，易发生失速及喘振等问题。某电厂一期工程4X300MW共安装了8台动叶可调一次风机和8台动叶可调送风机。以该厂启动调试过程中遇到的一次风机失速和喘振为例，对动叶可调轴流风机失速与喘振机理进行分析，并提出在调试、运行过程中消除失速和喘振的措施。

　　1失速、喘振机理由于风机各叶片加工误差，安装角不完全一致，气流不均，因此当气流进入不稳定工况区运行时，1.1风机失速轴流风机叶片通常为机翼型，当空气顺着机翼不是所有叶片同时达到失速角。假定产生失速阻塞，首先从叶道2开始，其气流只能分流进入叶道1和3，叶片进口端（冲角a=0*）的流向流入时（如（）使叶道1气流冲角减小，叶道3冲角增大，致使叶道3所示，分成上下两股气流贴着翼面流过，叶片背部和发生阻塞，依次向叶道4、5…传播，如所示。

　　腹部的平滑‘边界层“气流呈流线形。作用在叶片上有2个九一是垂直于叶面的升九另一个平行于叶片的阻力（升力>阻力）如空气流入叶片的方向偏离了叶片的进口角，与叶片形成正值的冲角（a> 0°），当接近于某一临界值时（临界值随叶型不同而异），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，形成脱流工况，也称为失速工况。此时作用于叶片的升力大幅度降低，阻力大幅度增加，如（b）所示。随着冲角a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，脱离现象试验表明，脱流的传播速度co'小于叶片角速度co，因此在绝对运动中，脱流区以Aco=―co速度旋转，方向与叶轮转向相同，这种现象称为旋转脱流或旋转失速。

　　2风机喘振喘振是轴流风机运行中的特殊现象。风机喘振的原因是出口压力与风机风量失去对应，出口压力高而风量很小使得风机叶片部分或全部进入失速区。造成风机喘振*常见的原因是挡板误动、控制系统故障、运行人员误操作。风机喘振主要表现为风量、出口风压、电机电流出现大幅度波动，出现剧烈振动和异常噪音。

　　喘振会造成风机叶片断裂或机械部件损坏，严禁风机在喘振工况下运行。运行中一旦发现风机进入喘振区，应立即调整风机动叶角度，使得风机运行点避开喘振区。风机喘振与动叶角度大小有关，动叶角越小，越易发生喘振。喘振发生的原因如下。

　　从系统变工况的反应看（见）当用节流法减小风机压力，越过特性曲线压力*高点A后，风机压头降低，如B点是要求运行点，则在刚到B点瞬间，系统压力来不及降到B（高于B）就发生倒流，使风机出力受抑制，短时无空气流经风机，运行点瞬间移到C点。但系统还继续向外供气，因而压力降低，当低于C点时，风机开始供气，但因背压很小，风机出力瞬时超过B点，使背压迅速提高。因调节机构要求B点运行，流量又回到B点，再次发生倒流，上述过程重复出现。如果这种循环的频率与系统的振荡频率一致时，就引起共振，振幅逐渐增大发生喘振。

　　从动力特性看（见）在出现全叶长型旋转脱流时，如风机在A点运行，向小流量方向的微小扰动就使风机压头突降至B点，随后瞬当流量达到D点，风机压头又突升到E点，*后又回到A点。如果这种往复脉动频率与系统的振荡频率一致，就会发生强烈的喘振。经验表明，在局部扩展型失速时发生的喘振脉动幅度小，激烈程度比边界周期型喘振轻得多。通常是一种轻微而有时听不到的脉动，轴流风机运行应避免不稳定的工况区。

　　1.3失速与喘振的关系失速是叶片结构特性造成的一种空气动力工况。失速的基本特性自始至终都有自身的规律，不受系统影响。喘振是风机与系统耦合后振荡特性的表现形式，其振幅、频率等受风道容积的限制。

　　失速是轴流式风机或离心式空压机基本属性，每个叶轮都会出现失速的不稳定工况，是隐形的，只有用高灵敏度仪器和高频测试器才能探测到。喘振是显形的，当喘振发生时，流量、压力和功率的脉动及伴随的噪声一般很明显，甚至非常剧烈。但喘振发生要有一定的条件。

　　c*失速发生时，尽管叶轮附近的工况有波动，但整台风机的流量、压力和功率基本稳定，可以连续运行。喘振发生时，因流量、压力和功率的大幅度脉动，无法维持正常运行。

　　失速时风机特性曲线可以测得，但喘振时因工况脉动无法进行正常的测量。

　　喘振仅仅发生在风机特性曲线中从顶峰以左的坡度区段，其压力降低是失速造成的，而失速现象存在于顶峰以左的整个区段。两者是密切相关的，失速的存在是喘振发生的原因。

　　*次风机投运情况某电厂一次风机和送风机均由哈尔滨锅炉厂有限责任公司负责设计，由沈阳鼓风机厂制造。1号机组2台一次风机的主要技术指标如下。

　　间倒流使风机出力降至aCe点c在：风机恢复供I气时，iblishing转速；http://www.cnki.net风量：287 1号机组在调试启动过程中，曾经出现多次风机失速和喘振现象。如1992年4月，当时机组2台一次风机运行，动叶开度A风机为25%（BZT*75.201A），B只动叶执行机构的控制均为自动方式。当时执行机构B的I/P有振荡现象，由于风机B的动叶晃动造成一次风机A出力受阻而失速（没有出力）控制系统均处于自动状态，风机A没有出力，要求动叶角度大（动叶角是根据一次风压来调节的）风机A、B动叶分别迅速至66%和68%，后经运行人员干预后停一次风机A.从现象分析，一次风机B动叶的晃动固然是诱导因素，但是风机本身叶片也可能存在内在缺陷；同时发现当失速或喘振发生时，喘振探头的信号不起作用。在一次风机两级叶轮的进口处各装有一个喘振探头（StallProbe）其作用是当风机进入喘振区时，向运行人员发出报警信号，并干预控制系统，强制将进入喘振区的风机动叶关小到25*在对风机B的动叶执行机构进行检查、调整，同时对风机A、B的喘振探头进行调整、校验后，投运正常。1999年6月，一次风机A也出现过失速、喘振现象，持续时间较短，而且一次风机A喘振探头功能正常。在3号机组大修期间，对2台一次风机进行全面检查，发现一次风机A、B前后级动叶角度偏差*大达3*叶片的径向间隙也超差，后在装复调整中逐一进行解决。

　　2喘振发生原因2.1风机设备2台一次风机动叶角度及风机本身前后两级动叶角度可能不相同、风机每级动叶中各叶片角度可能不相同及叶片结垢等均能引起喘振。

　　2.2风道设计的相关参数两侧风机对应风道阻力不同或风机进口阻力太大等。

　　3执行机构设备执行机构动作角度和风机内部动叶动作角度不同、执行机构信号晃动或执行机构动作太快等。

　　2.4测量系统和逻辑回路喘振探头安装不正确、保护和报警逻辑回路不3防喘振措施风机喘振涉及到风机选型、制造、安装、调试、运行等各个环节，要严格保证各环节工作质量，才能有效防止及消除喘振。

　　3.1选型设计设计单位提供选型参数时，除计算燃烧所必须风量外，应预留由于煤种变化、介质温度变化、管道及风机特性变化、电网频率降低及空预器漏风等各种因素引起的风量加裕度，同时由于阻力计算误差的存在，选型参数中必须提供压力裕量。连接风道设计时，风机出口风道截面为风机进口截面925%~ 1125%，渐缩风道收敛坡度不小于15*扩散风道扩散角不超过7*连接风道的出口截面应限制在风机出口截面的87.5%~107.5%，否则很容易失速，进而发生喘振。

　　2制造质量制造厂按用户提供的参数定制动叶可调轴流风机时，必须保证风机在任何角度下运行的*小流量应大于该角度下失速流量的5% ~10%.制造厂应严格控制叶片形状、长度、强度等与用户提供的参数间的误差。

　　3.3安装偏差安装时叶片窜动值及叶片间距误差太大、前后级叶片角度偏差太大、动叶执行机构动作的范围与风机动叶的可调范围对应关系等均是风机喘振的诱因。安装喘振探头时，应考虑沿海电厂空气极易结露，喘振信号取样管必须有足够的疏水坡度，否则，将引发风机频繁误报警。

　　3.4修正曲线除完成风机常规调试项目外，必须对风机制造厂提供的理论失速曲线按现场条件进行修正，进而标定特定环境下风机真实的理论失速曲线及实际操作控制曲线。

　　3.5运行操作由于系统计算误差、系统调节机构动作不当及系统积灰阻塞等原因，运行中的风机在任意给定的叶片角度下均有进入失速区可能。当1台风机运行，另1台风机并入时，操作稍有不当，会导致母管压力失衡，或第1台风机运行压力高于第2台失速线的*低点，导致第2台风机发生喘振。风机投运前，根据制造厂提供的资料及系统具体条件，编制出具体的风机运行规程，作为风机运行、维护、（Cql/Cq2）（）9（Bml、Bm2为钢球加前后的出力，Cql、Cq2为磨煤机内钢球加前后的重量，Ng为磨煤电功率计算出磨煤机内钢球在40t左右时较经济。利用优选法做磨煤机*佳钢球装载量试验，通过在设计的通风量状态下，保持锅炉燃烧所需的燃煤量。首先从磨煤机内30t钢球起进行试验，每次添加3t，逐次改变钢球装载量，测试出磨煤机*大钢球装载量和磨煤机出力的关系，*终确定出磨煤机内钢球在40t左右、空载电流在62 ~64A时为*佳经济运行状态，保证磨煤机空载电流不低于62A.磨煤机停运检修时内部检查发现，从磨煤机入口到出口，由于风力的作用，钢球基本上按直径由大到小的规则分布，与煤的磨制过程相同，即经过破碎区、破碎兼研磨区、研磨区3个主要阶段。对球径配比就是对破碎和研磨作用的调整。通过对炉大修机会，对钢球按直径配比40mm：50mm：60mm按3：4：3进行优化筛选，通过跟踪分析寻找出钢球磨损变化规律，以磨损250g/t左右的钢球为标准，每周根据磨煤机运行情况合理添加大钢球保证磨煤机内钢球配比*优化，系统出力*大化。

　　对于不同种煤需要根据不同挥发分、热值确定合理的煤粉细度，并相应对燃烧系统作相应的调整。利用公式R90=5+0.6V*'（100*八00）X100%和Ad=Ay/QyX100%计算出高挥发分、高热值、低挥发分、高热值和低挥发分、低热值等不同状况的煤粉细度，并保持在上限运行。为保证制粉系统经济运行，运行人员需认真调整以下参数：排粉机出口风压为2.0~24kPa，磨煤机入口风压为0.2~0.4kPa磨煤机出口风压为1. 5~2.0kPa磨煤机出入口差压为1.0~1.8kPa粗粉分离器出口负压为2.5~28kPa.由于煤粉比原运行方式变粗，为保证安全稳定运行，相应提高磨煤机出口温度（保持在65~70*C之间）和排粉机入口温度，同时降低一次风压（一次风压为0.7 ~0.9kPa）提高风粉混合温度，提高着火能力。对于低水分、高挥发分的煤采用开启制粉系统再循环门的方法来调配风。

　　通过对制粉系统分别进行正压法和负压法进行漏粉试验，发现隐蔽大型漏风点、排入口风管、出入口管及粗、细分离器漏点等20多处。对漏点及时进行修补和设备更换，减少系统漏风，降低制粉系统功率消耗。

　　通过试验确定粗粉分离器挡板开度为36* ~40°时煤粉细度可以满足锅炉正常燃烧要求，其中粗粉分离器挡板开度为37* ~38*时，粗粉分离器效率*高。分别对制粉系统的粗粉分离器挡板开度进行了调整，使煤粉细度更加经济合理，粗粉分离器效率*高，降低制粉系统功率消耗。

　　通过称量法试验确定给煤机给煤量与给煤机转速的关系比，保证磨煤机其他工况不变情况下，改变给煤机转速调节不同给煤量，测定磨煤机出入口压差达到1.0~1. 8kPa，所对应转数的给煤量为磨煤机*佳存煤量。通过试验得出给煤机转速保持在450~500r/min之间，达到磨煤机满出力运行，缩短运行时间，杜绝了低负荷运行的空载损耗。

　　3结束语通过试验和理论分析，查清了导致制粉系统电耗偏高的原因，并制订相应解决方案，采取了一系列改进措施，使制粉系统电耗大幅度下降，制粉电耗由34kW-h/t左右，降低到325~33kW-h/t指标，达到了锅炉制粉系统优化、降低制粉系统电耗的预期目标。