轴流风机的失速和喘振及预防
失速是风机本身特性引起的
喘振是风压由于管道压力的滞后导致与风机出口压力周期性变化，就来来回倒腾
抢风如这个词，两台风机不是你出力大就是我大，搞的最后两败俱伤。
轴流风机的喘振与失速是不同的情况可以简单概括如下：
喘振一般发生在性能曲线带驼峰的轴流风机低负荷运行时；
失速一般发生在动叶可调轴流风机的高负荷区。主要是动叶指令太大导致，叶片进风冲角过大引起叶片尾部脱流产生风机失速带驼峰
抢风是当并联轴流风机中的一台发生喘振或失速时人们的一般性叫法。
轴流式风机在运转时气流是沿着轴向进入风机室，空气在风机叶轮处受挤压，又沿着轴向流出的风机，空气在不断旋转的叶轮处获得能量。
液压缸调节原理：叶片需开大时，伺服机带动调节杆向开大的方向旋转一定角度，则伺服阀芯向后移动，液压油进入液压缸体后腔，前腔油通过回油管返回至油箱，液压缸体向后移动，叶片开大，此时和缸体连在一起的反馈杆也一同向后移动，而反馈杆带动伺服阀套向后移动相同的距离，从而堵住进油孔，停止进油，保持叶片在某一开度；若叶片需关小时，伺服机带动调节杆向关小的方向旋转一定角度，则伺服阀芯向前移动，液压油进入液压缸体前腔，后腔油通过回油管返回至油箱，液压缸体向前移动，叶片关小，此时和缸体连在一起的反馈杆也一同向前移动，而反馈杆带动伺服阀套向前移动相同的距离，从而堵住进油孔，停止进油，保持叶片在某一开度。液压缸调节头处各阀、轴封的微量泄漏油通过泄漏油管返回的油箱。
一、轴流风机的失速与喘振
1、轴流风机的失速
轴流风机叶片通常都是流线型的，设计工况下运行时，气流冲角（气流方向与叶片叶弦的夹角α即为冲角）为零或很小，气流则绕过机翼型叶片而保持流线平稳的状态，如图1a所示；当气流与叶片进口形成正冲角且此正冲角超过某一临界值时，叶片背面流动工况则开始恶化，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α大于临界值越多，失速现象就越严重，流体的流动阻力也就越大，严重时还会使叶道阻塞，同时风机风压也会随之迅速降低。
风机的叶片在制造及安装过程中，由于各种客观因素的存在，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。当某一叶片进口处的冲角达到临界值时，就可能首先在该叶片上发生失速，并非是所有叶片都会同时发生失速，失速可能会发生在一个或几个区域，该区域内也可能包括一个或多个叶片；由于失速区不是静止的，它会从一个叶片向另一个叶片或一组叶片扩散；如图2所示，若在叶道2中出现脱流，叶道由于受脱流区的排挤变窄，流量减小，则气流分别进入相邻的1、3叶道，使1、3叶道的气流方向改变。结果使流入叶道1的气流冲角减小，叶道1保持正常流动；叶道3的冲角增大，加剧了脱流和阻塞。叶道3的阻塞同理又影响相邻叶道2和4的气流，使叶道2消除脱硫，同时引发叶道4出现脱流。也就是说，失速区是旋转的，其旋转方向与叶轮旋转方向相反，这种现象称为旋转失速。
2、轴流风机的喘振
当系统管网阻力突然增大使得流量和流速减小，或风机动叶开度过大，都会使进入风机叶栅的气流冲角α增大 , 冲角α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A→K→D→C），这种倒流结果使得叶栅前后压力差逐渐消失，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C→D→K）；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”。
理论上对轴流通风机喘振的的阐述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。在实际运行中，轴流风机喘振的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。
轴流风机的P - Q性能曲线是一组带有驼峰形状的曲线（见图3），风机动叶处的每一角度下都有一条与之对应的曲线，每一条曲线都具有一个最高风压点，通常称为临界点；不同动叶角度下曲线临界点左半段有重合的部分，临界点右半段则为动叶角度与曲线相对应。以A、B两台并列运行的轴流风机为例，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，势必要开大风机的动叶角度，提高出口全风压来维持QA、QB不变，这时相应工作点要上移，当通风系统阻力增大到一定数值，A、B风机的工作点将上移至a′、b′位置，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性能曲线上的临界点的右端，这时系统压力为p2，在A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性能曲线迅速移向右下方，风量急剧增加，系统压力由B风机维持。
3、失速与喘振的关系
旋转失速的发生只取决于叶轮本身、叶片结构、进入叶轮的气流情况等因素，与风道系统的容量、形状等无关，但却与风道系统的布置形式有关；失速发生时, 尽管叶轮附近的工况有波动, 但风机的流量、压力和功率是基本稳定的，风机可以继续运行。当风机发生喘振时，风机的流量、压力和功率产生脉动或大幅度的脉动，同时伴有非常明显的噪声；喘振时的振动有时是很剧烈的，能损坏风机与管道系统。所以喘振发生时，风机无法正常运行。
轴流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。因此，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。
4、轴流风机失速与喘振的检查与改进措施
1）两台风机叶片的真实角度偏差
两台风机在执行机构同样开度时，若电流存在较大的偏差，可以推断出两台风机的叶片真实开度与叶片角度盘的显示存在的误差较大，这导致两台风机的真实工作点偏离了设计工作点，出力小的风机更易失速。
2）两级叶片风机前、后两级叶片角度的偏差
两级叶片风机的前、后两级叶片的角度存在一定的偏差，若叶片角度的偏差过大，将导致前、后两级叶轮之间出现“抢风”现象，其结果是导致风机实际失速线的下移。
3）风机同级叶片的偏差
风机同级叶片存在的角度偏差，是旋转脱流现象的主要诱发因素，当同级叶片存在较大的角度偏差时，风机实际失速线将会有较大幅度下移，从而导致风机在“理论稳定区”内发生失速，因此，需控制其偏差在允许范围以内。
4）风机叶顶动静间隙的偏差
一次风机叶顶的动静间隙设计标准较高，过大的动静间隙将导致风机背压的降低，从而使实际工作点上移，易引发失速，因此，需将叶顶的动静间隙控制在技术要求的范围之内。
5）轴流风机失速与喘振不仅仅与制造、安装有关，还涉及到风机选型、风道设计、调试、运行等各个方面，要严格保证各个环节的工作质量，才能有效地防治并消除。制造质量与安装偏差所引发的结果，就是真实失速线下移或者是工作点的偏移，诱发风机失速及喘振的发生，制造时应严格控制叶片形状、长度、强度、动静间隙等参数，安装时应特别注意叶片的窜动值、叶片角度的偏差、执行机构开度与风机动叶实际开度的对应关系等方面。
6）风机的实际失速线受风道设计、风机制造、风机安装等诸多方面的影响，并不等同于理论失速线；因此，经过风机的常规调试 ，必须根据现场实际情况对理论失速线进行修正，进而标定真实的理论失速线以及风机的实际操控曲线。另外，系统计算误差、控制逻辑的设置不当、系统调节机构动作失灵及启动、并联风机的操作不当等诸多原因，也有可能导致风机进入失速区。
7）机组运行中运行人员要注意尽量减少两侧风机动叶开度偏差，使两侧出力基本平衡（电流值相近），并且开度不要过大；按规定及时吹灰，减小系统阻力。当发现风机动叶开度偏大、出口风压偏高时，要适当降低母管风压。
8）大型机组一般设计了风机的喘振报警装置，其原理是将动叶或静叶各角度对应的性能曲线峰值点平滑连接，形成该风机喘振边界线（如图4所示），再将该喘振边界线向右下方移动一定距离，得到喘振报警线；为保证风机的可靠运行，其工作点必须在喘振边界线的右下方；一旦在某一角度下的工作点由于管路阻力特性的改变或其它原因沿曲线向左上方移动到喘振报警线时，即发出报警信号提醒运行人员注意，将工作点移回稳定区。
二、送、一次风机的特性曲线
1、FAF20－10－1型送风机的特性曲线：
2、PAF17－12－2型一次风机特性曲线：
3、一次风机特性曲线说明
我厂一期一次风机特性曲线中，纵坐标单位为mmH2O；二期一次风机特性曲线中，纵坐标单位为Nm/kg，此单位代表风机对每kg空气作的功，与压力之比为空气密度。
性能曲线初始值换算为Pa：一期775mmH2O×9.8＝7595Pa，二期6400Nm/kg×1.184kg/m3＝7578Pa；
运行工况点换算为Pa：一期677mmH2O×9.8＝6635Pa，二期5615Nm/kg×1.184kg/m3＝6648Pa；
最大工况点换算为Pa：一期1155mmH2O×9.8＝11320Pa，二期10366Nm/kg×1.146kg/m3＝11879Pa；
因此一、二期一次风机特性曲线基本相同。
4、一次风机正常运行中，由于受煤质变化、制粉系统运行方式（一、二期锅炉设计三台制粉系统带满负荷，目前高负荷时一般四台运行）、风烟系统漏风及空预器堵塞等因素的影响，实际运行工况已偏离设计工况较多（一期尤其严重），致使一次风机运行中出口风压偏高，较接近不稳定工作区域。如一期一次风机设计B-MCR工况一风量37.8m3/s、全压6635Pa、动叶开度31%，工况二风量63m3/s、全压8675Pa、动叶开度60%，TB工况风量81.1m3/s、全压11320Pa、动叶开度89%；二期一次风机设计B-MCR工况风量45.1m3/s、全压6649Pa、动叶开度33%，TB工况风量81.2m3/s、全压11878Pa、动叶开度95%；实际运行中风量、风压、动叶开度已严重不匹配。
因此，在机组运行中两台一次风机的出力调整主要按风机电流控制，出口风压的控制按风机流量确定，用风机动叶开度来比较风机的实际出力与设计工况的偏差；如实际运行中风机动叶开度偏大、流量偏低、出口风压偏高，说明由于某种原因使系统阻力发生变化，一次风机实际运行工况较设计工况前移，这时应按风机流量来确定已前移工况的出口风压。
5、根据一次风机特性曲线，风机流量所对应的控制出口风压高限值如下（考虑风机在喘振线以下附近运行已不很稳定且抗干扰能力较差，此高限值低于风机喘振临界点风压2000Pa左右）：
风量30m3/s（108km3/h，130t/h）以下，出口风压按不高于6800Pa控制，此时动叶开度应在≯22%左右；
风量30～40m3/s（108～144km3/h，130～174t/h），出口风压按不高于7200Pa控制，此时动叶开度应在≯33%左右；
风量40～50m3/s（144～180km3/h，172～217t/h），出口风压按不高于8300Pa控制，此时动叶开度应在≯44%左右；
风量50～60m3/s（180～216km3/h，217～260t/h），出口风压按不高于8700Pa控制，此时动叶开度应在≯55%左右；
风量60～70m3/s（216～252km3/h，260～304t/h），出口风压按不高于9200Pa控制，此时动叶开度应在≯66%左右；
风量70～81.2m3/s（252～292km3/h，304～352t/h），出口风压按不高于11000Pa控制，此时动叶开度应在≯88%左右。