高炉轴流风机喘振分析及防喘振控制系统研究

高炉轴流风机喘振分析及防喘振控制系统研究

张红庆 陕西维远科技有限公司 710054

摘要：本文介绍了轴流风机喘振现象的形成机理、不同气温条件下喘振曲线的动态补偿方法，分析了常见的传统防喘振控制工艺中存在的不足，以及先进防喘振控制技术应用于高炉轴流风机的优化控制策略。

关键词：轴流鼓风机；防喘振；优化控制

引言

目前静叶可调式轴流风机在钢铁企业400~2000m3的高炉上已普遍使用。在高炉风机的控制系统中，防喘振控制系统是最核心的控制环节，必须综合考虑高炉生产、机组安全、节能降耗等多方面需求，如果在控制工艺中采用常规的简单、粗放的设计方法，不仅能耗浪费严重，也是极大的安全隐患。本文介绍的高精度防喘振控制系统，不仅可以更有效地保证机组和安全和稳定，同时也可以充份发挥机组的最大性能范围，对高炉安全性和产量的提高起到显著的促进作用。

轴流风机喘振现象的本质

为了更好地理解和设计防喘振控制系统，有必要对轴流压缩机形成发生喘振现象的本质原因加以说明。

轴流风机转子的叶片呈多级排列，每一级叶片环绕转子形成一组叶栅。空气流经过多级叶栅逐级压缩传递，最终经末级叶栅到达出口。在一定的静叶角度下，气体的流量与风机出口的压力有关，压力越高，流量越低。喘振是指风机达到出口压力极高、流量极低极限后的工况突变。

气流冲角及叶片背面表层气流脱离失速现象

气流沿轴向进入叶栅时，气流方向与风机叶片之间的夹角称为气流冲角。随着压力的增高，入口流量愈小，气流冲角也就愈大。当气流冲角增大到一定程度时，沿叶片的非工作面将发生气流脱离现象。这种现象称为脱流或失速。失速是叶轮式轴流输送设备都会遇到的一种现象，失速又叫旋转脱流，即由于气体对叶片的冲角过大而使得气流的流线脱离叶片表面，结果叶片表面处的气流变为紊流，同时可导致叶片颤振。失速区沿叶栅旋转传递和不断扩展，就会引起压缩机的工况突变，即喘振。

气流冲角增大至一定程度后，沿叶片背面形成气流脱离现象示意图 当风机发生喘振时，整个风机的管网系统气流周期性振荡现象，这时，轴流风机虽然仍在旋转，但对气体所做的功却不能提高风机的流量和压力，而是基本上转化为空气热能。风机的气动参数（流量、压力）将作大幅度的纵向脉动，且发出低沉的异常声音和震动。在轴流风机发生喘振时，纵向推力来回振荡会导致

致密封瓦及推力轴承损坏，另外，机组内部温度急聚增加，会造成叶片软熔、变形、碰撞断裂，甚至会在短时间内摧毁风机全部叶片。

高精度防喘振控制系统的实现

1、高精度调节回路：防喘振系统的首要目标是确保机组和高炉生产的安全。高炉轴流风机一旦发生喘振，供风将完全中断，造成高炉塌料影响炉况，严重时可能导致渣铁灌死风口。因此喘振现象不仅严重威胁机组设备的安全，也有可能对高炉生产造成巨大损失。防喘振系统对工况变化的反应必须足够灵敏，保证在生产过程中能够避免此类情况的发生。

另外，防喘振调节系统不仅仅要防止风机发生喘振，更要保证生产全过程中供风的稳定。防喘调节过程必须在无需操作干预的情况下，实现全自动化高精度调节，保证供风压力不因防喘调节而发生变化和波动。

在高炉风机控制应用实践中发现，当由于工艺管网阻力发生扰动，防喘振阀进行调节动作时，要同时做到供风稳定和防止风机喘振这两种后果是非常困难的，“保风机”和“保高炉”似乎是一对不可调和的矛盾。由于高炉、热风炉存在巨大的管网容量，导致调节对象（排气压力）具有很强的滞后性，如果采用的常规的PID调节回路，无法使工况点被稳定控制在调节线附近。

在高精度防喘振控制回路的设计中，不是将排气压力直接做为调节对象，而是采用工艺阻尼补偿计算的方式做为主要调节手段。风机出口压力的变化，归根结底是由于高炉工艺阻力的变化引起的。当高炉料层厚度、密度增加，或出现悬料等工况时，都有可能造成供风压力增加。另外，TRT和热风炉操作时也有可能造成风压波动。为了计算工艺阻力的变化情况，我们把整个工艺系统简化成一个容积为800m3左右的气体容器，所有工艺阻力的变化都等价于容器出口的一个假想的调节阀开度的变化，而风机则相当于一个恒量的气流源。工艺系统内的压力可以用气体方程表示：

P=K*ρ/V

P 气体压力 kPa

K 常数

ρ 气体质量总量

V 工艺系统管网总容量 m3

工艺阻力增大，相当于这个假想的调节阀的开度减小，整个工艺系统的进风流量大于出风流量，气体压力增加，在1秒钟时间内，压力的变化量与管网内的气体总容量变化成正比：

⊿P=K*⊿ρ/V = K*(Qin-Qout)/V

⊿P: 工况点移动速度 kPa/s

Qin: 风机供风流量（近似为恒定值） m3/s

Qout： 工艺出口假想调节阀流量 m3/s

根据以上公式，只要我们通过一阶微分计算出工况点的的移运速率⊿P，即可以根据管网容量的大小，使用气体方程反推出工艺阻力在一定控制周期内的实际变化，进而控制防喘阀开度向相反方向等比例调节，补偿工艺阻尼的变化。

实践结果表明，在高炉风机防喘振控制系统中采用工艺阻尼模型的控制效果明显优于将排气压力做为直接调节对象，可以做到在不需要人为干预的情况下，自动将工况点稳定控制在防喘调节线附近，压力没有任何波动、振荡现象。另外，在高炉偶尔发生异常情况，憋风、憋压时，能够及时迅速地调节调节阀打开一定角度，即能够避免风机喘振，又能保持供风的持续稳定。

2、性能曲线补偿：在不同的气温下，同等体积的空气密度不同，温度越高，气体密度越低，喘振点能达到的实际压力越低。如果忽略喘振曲线随气温改变产生的实际变化，则无法确保运行的安全，也无法发挥机组的最佳性能。

河北省四季温差较大，冬季极低气温为-10℃，夏季极限高温接近40℃。下图是一台A V50-13风机在不同气温条件下的理论喘振性能曲线：

由上到下，分别是风机入口温度为-10℃，0℃，10℃，20℃，30℃，40℃时的喘振曲线 曲线上的正方形小节点（由左至右）分别表示静叶角度为25、35、45、55、65度

由上图可以看出，这台A V50-13轴流风机在-10℃和+40℃两种极端气温条件下，在常用静叶角度55°左右时，喘振点压力分别为448kPa 和338kPa。在极高和极低温条件下，对应同一喉部差压，喘振点压力值的变化幅度为100kPa 左右，这一数值远远超过了喘振线与防喘调节线之间的裕量。也就是说，如果喘振曲线的温度补偿被忽略，就有可能无法保证工况控制范围处于安全区域内，也有可能因调节线位置不正确而产生不必要的放风能耗和风机供风能力不足。

在以压缩机入口差压为横座标，压缩机压比为纵座标的防喘振工况图中，对于压比的温度补偿应用以下算式：

1

1

11)(1)(221)(1)('2+−⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩⎪⎨⎧+⎥⎥

⎥⎦⎤⎢

⎢⎢⎣⎡

−⎟⎟⎠⎞

⎜⎜⎝⎛=ααα

αA P A P T T A P A P

其中P2’/P1为经过温度补偿后的压比，P2/P1为压力实际测量喘振点压比。

α

为等熵指数，对于空气而言，数值为1.4。上式中压力值均为绝对压力（A ），

温度值单位为开尔文（K ）。如果忽略大气压的变化和风机入口滤芯压损，则可近似认为P1=100kPa ，并且以表压值和摄氏度做为计量单位，上式即转换为：