南昌优泰风机制造有限公司

联系我们

广州市开发区中昌大厦A区

  联系人:陈明  

  电  话:0535-22359969

  手  机:13069553693  

  传  真:0531-58702200

网址:www.yzjuren.com

新闻资讯

AST-1750150轴流风机失速与喘振的对策

作者:耐温工业风机厂家  来源:未知  浏览次数: 日期:2020-06-04 11:04

摘要:175C/150轴流风机失速和喘振的机理,以现场工程调试中遇到的问题为例,分析了AST轴流风机失速和喘振的原因,并提出了应对的预防措施。与离心式风机相比,动叶可调式轴流风机具有体积小、重量轻(离心式风机的60 ~70倍)、低负荷下运行效率高、调节限制大、负荷变化响应快等一系列优点。它已广泛应用于国外大中型火电机组。近年来,随着大量国产300兆瓦、600兆瓦及以上机组的安装和投产,可调转子轴流风机越来越多地应用于火电机组。然而,由于其布局特点,动叶可调轴流风机还存在制造、安装和修整要求高、失速(无混乱)间隔大、容易发生失速和喘振等问题。某电厂一期工程4X300MW共安装了8台活动叶片可调一次风机和8台活动叶片可调风机。以电厂启动调试过程中遇到的一次风机失速和喘振为例,阐述了可调转子叶片轴流风机的失速和喘振机理,提出了调试和运行过程中消除失速和喘振的方法。失速喘振机是由于风扇各叶片加工误差,安装角度不完全一致,气流不均匀造成的。当气流进入非混沌工况区运行时,1.1风扇的失速轴流风扇的叶片通常为翼型,当气流不同时沿机翼达到失速角时。假设发生失速阻塞,气流只能从叶片转轮2开始转向进入叶片1和3。当叶片入口端的流动方向(冲击角a=0*)流入(例如),叶片流道1的冲击角减小,叶片流道3的冲击角增大,导致叶片流道3被分成上部和下部气流,以抵靠翼型件流动,并且叶片的后部和阻塞发生,这些气流顺序地分布到叶片流道4、5,如所示。腹部油滑的“边界层”气流呈流线型。铲刀上有两个9,一个垂直于铲刀表面,另一个平行于铲刀阻力(提升阻力)。例如,流入叶片的空气目标偏离叶片的进气道,并与叶片形成正迎角(A0)。当接近某个临界值时(临界值因叶片类型而异),叶片后部的气流状况开始恶化。当冲击角增加到临界值时,叶片背面的边界层被破坏,在叶片背面的末端出现涡流区,形成脱落状态,也称为失速状态。此时,作用在叶片上的升力大大减小,阻力也大大增加,如(b)所示。随着冲击角的增大,气流的星形散射向前移动,叶片背面的涡流区域从叶片尾端向叶片背面扩展。出口现象试验表明,脱落速度小于叶片的角速度,脱落区域在活动过程中以0=-的速度扭曲,目标在转动方向与叶轮连通。这种现象称为扭转脱落或扭转失速。2风机喘振是轴流风机运行中的一种特殊现象。风扇喘振的原因是出口压力与风扇风量不一致。高出口压力和小风量使风扇叶片部或全部进入失速区。风机喘振的常见原因是挡板误操作、控制系统故障和操作人员误操作。风机喘振主要分析为风量、出口风压和电机电流波动大、振动剧烈和特殊噪声。喘振将导致风扇叶片碎片破裂或机械零件损坏。严禁在喘振状态下运行风机。一旦发现风扇在运行过程中进入喘振区,应立即调整柔性叶片的角度,以避开喘振区。风扇喘振与转子角度的大小有关。转子角度越小,越容易喘振。激增的原因如下。当风扇压力降低“cu”时,系统非设计状态的回响(见)

如果这个周期的频率与系统的振荡频率一致,就会引起共振,振幅会逐渐增大,并发生浪涌。根据动态特性(见),当出现全叶片长型扭振脱落时,如果风机在a点运行,偏向小流量的小扰动会使风机扬程突然下降到b点,当流量达到d点时,风机扬程突然上升到e点,然后又回到a点。如果去脉动频率与系统的振荡频率一致,就会出现强烈的喘振。经验表明,局部扩展失速时的喘振脉动幅度很小,强度比极限环型喘振要小得多。一般来说,这是轻微的,有时是听不见的脉动,轴流风机应在非混乱的工作区域运行。1.3失速和喘振失速之间的关系是由叶片布局特性引起的空气动力条件。失速的基本特征自始至终都有自己的规律,不受系统的影响。喘振是风机与系统耦合后振荡特性的表现形式。它的振幅和频率受到空气管道容积的限制。失速是轴流风扇或离心式空气压缩机的基本属性。每个叶轮都显示失速状态,并且是不可见的,这只能通过有效的高机动性仪器和高频测试仪来检测。激增显而易见。当发生喘振时,流量、压力和功率的脉动以及伴随的噪音通常非常明显,甚至非常剧烈。然而,激增是不可避免的先决条件。当c*失速发生时,整个风扇的流量、压力和功率将保持不变,即使叶轮附近的工作条件波动,风扇也能与空气一起运行。当发生喘振时,由于流量、压力和功率的大幅波动,无法维持正常运行。失速时可以测量风扇的特性曲线,但由于喘振时的工况脉动,无法进行正常测量。喘振仅发生在风扇特性曲线从峰值到左侧的斜坡段,其压降是由失速引起的,而失速现象存在于从峰值到左侧的整个斜坡段。这两者密切相关,失速是喘振的原因。*二次风机运行情况a电厂一次风机和鼓风机由哈尔滨锅炉厂有限公司设计,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。当风机恢复供气时,回流将风机输出降低至aCe点c,速度为:1/2升。http://的风量:在287-1机组调试和启动过程中,风机多次失速和喘振。例如,在1992年4月,当该单元的两个主风扇运行时,动叶片A风扇的开度是25(BZT*75.201A),并且仅动叶片B致动器的控制是活动的。当时,致动器B的输入/输出具有振荡现象,因为风扇B的活动叶片导致主风扇A的输出被阻塞,并且失速(无输出)控制系统处于活动状态。风扇A没有输出,要求风扇A和B的活动叶片具有大角度(活动叶片角度根据一次空气压力进行调整),并且具有66和68的快速分辨率。操作员干预后,一次风机A停止。从现象分析来看,一次风机B动叶片的摆动当然是一种诱导现象,但风机叶片本身也可能存在内涵缺陷。同时发现当失速或喘振发生时,喘振探头的标志不会受到影响。一次风机的两级叶轮入口处分别安装有安装探头。其作用是当风机进入喘振区时,向运行人员发出报警信号,并对系统进行干燥和控制,迫使进入喘振区的柔性叶片调至25度。检查和调整风机B的动叶片执行器,调整和检查风机A和B的喘振探头后,风机投入正常运行。1999年6月,一次风机a也出现了短暂的失速和喘振现象,一次风机a的喘振探头工作正常。在3号机组大修期间,对两台一次风机进行了彻底检查。发现一次风机A、B前后动叶片角度误差高达3,叶片径向间隙也超出公差范围。之后,在安装和调整过程中,问题逐一得到解决。

3执行机构设备的执行机构动作角度与风扇内部转子动作角度不同,执行机构旗帜飘动或执行机构动作过快等。2.4测量系统和逻辑电路的浪涌探针安装不准确,保护和报警逻辑电路不是3种防浪涌措施。风机喘振涉及风机选型、制造、安装、调试和运行等各个环节。必须严格保证所有环节的工作质量,以有效防止和消除浪涌。3.1在供票和选择参数的选择和设计中,除了燃烧所需的风量外,还应预留因煤种变化、介质温度变化、管道和风机特性变化、电网频率降低、空气预热器漏风等各种因素引起的风量裕量。同时,由于阻力竞赛误差的存在,必须在选择参数中提供风量裕量。在相邻风道的设计中,风机出口风道的横截面为风机入口横截面的9251125,锥形风道的收敛梯度不小于15*且扩散风道的扩散角不跨越7*相邻风道出口的横截面应限制在风机出口横截面的87.5107.5,否则容易失速并发生喘振。2制造质量制造商根据用户提供的参数定制带活动叶片的可调轴流风机时,必须保证风机在任何角度运行的小流量应大于该角度失速流量的5 ~10%。制造商应严格控制用户提供的叶片的形状、长度、强度和其他参数之间的误差。3.3安装误差在安装过程中,风机喘振的原因包括叶片沟道值和叶片间距误差过大,前后叶片角度误差过大,以及动叶片执行器的动作范围与柔性叶片的可调极限之间的对应关系。安装浪涌探头时,应考虑到沿海电厂的空气容易结露,浪涌信号采样管必须有足够的排水坡度,否则会激发风机频繁发出误报警。3.4除了完成风机的常规调试外,还必须根据风机制造商提供的理论失速曲线的现场前提,对修正曲线进行修正,以校准风机在特定条件下的实际理论失速曲线和实际运行控制曲线。3.5由于系统争议错误、系统调节机构操作不当、系统积灰和堵塞等原因,运行中的风机可能以任何给定的叶片角度进入失速区。当一个台风在运行,另一个台风在合并时,运行稍有不当,会导致主管道压力不平衡,或者第一个台风的运行压力高于第二个台风失速线的低点,导致第二个风机喘振。在风机投入运行前,根据厂家提供的数据和系统的具体前提,编制了具体的风机运行规程,作为风机运行、维护的依据,(Cql/Cq2)()9(Bml和Bm2为添加钢球前后的输出,Cql和Cq2为磨煤机添加钢球前后的重量,ng为磨矿功率。有人认为,磨煤机中的钢球在40t左右更经济。采用优选法测试磨煤机最佳钢球装量。在设计的通风条件下,连接锅炉燃烧所需的煤量。首先,在磨煤机中从30t钢球开始进行试验,每次添加3t,钢球负荷一个接一个变化,并测试磨煤机大钢球负荷与磨煤机出力的关系。最终确定磨煤机钢球在40t左右处于较好的经济运行状态,空载电流在62 ~ 64a之间。保证磨煤机空载电流不小于62A。在磨煤机停运和检修期间,内部检查发现,从磨煤机入口到出口,由于风力的影响,钢球基本上按大小由大到小分布,与煤的研磨过程相通,即钢球直径比是粉碎和研磨效果的调节。根据t

为了保证煤粉控制系统的经济运行,运行人员应认真调整以下参数:卸料器出口风压为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 ~ 2.0千帕,粉碎机进出口压差1.0 ~ 1.8千帕,粗粉分散器出口负压2.5 ~ 28千帕。由于煤粉比原操作体粗,保证了安全稳定运行。为应对磨煤机出口温度(连接在65~70*C之间)和出粉器入口温度的升高,降低一次风压(一次风压为0.7 ~ 0.9千帕)的同时提高了空气-粉末夹杂物的温度,提高了造火能力。对于低水分和高挥发分的煤,通过打开制粉系统的再循环门来混合空气。通过正压法和负压法的漏粉试验来区分制粉系统,有20多个隐蔽的大漏风点、排气进气管、收支出气管、粗、细手动漏风点等。被发现了。泄漏点应实时修复,并更换设备,以减少系统的漏风,降低制粉系统的功耗。通过实验确定,当粗粉分散器挡板开度为36 * ~ 40时,煤粉细度能满足锅炉正常燃烧要求,当粗粉分散器挡板开度为37 * ~ 38时,粗粉分散器效率高。分选调整了制粉系统中粗粉分散器挡板的开度,经济合理地将煤粉细度提高了一倍,提高了粗粉分散器的效率,降低了制粉系统的能耗。过程称重法试验确定给煤机给煤量与给煤机转速的关系比。在不改变磨煤机其他工况的环境下,通过改变给煤机的转速来调节不同的给煤量。确定磨煤机收支口压差达到1.0~1。8千帕。转速对应的给煤量是磨煤机的最佳储煤量。试验表明,给煤机转速连接在450 ~ 500 r/min之间,实现了磨煤机的满负荷运行,缩短了运行时间,消除了低负荷运行时的空载损耗。在工艺试验和理论分析结束后,找出了制粉系统功耗高的原因,并制定了相应的解决方案。采取了一系列改进措施,大大降低了制粉系统的能耗。制粉系统能耗由34kW-h/t降至325~33kW-h/t,达到了优化蒸汽锅炉制粉系统、降低制粉系统能耗的预期目标。



 关键词: AST-1750150,轴流,风机,失速,与,喘振,的,对策