在应用活性污泥法的污水处理过程中，风机作为 主要设备，对污水处理厂的运行起着重要作用． 其运 行质量、运行工况的好坏不仅影响处理后出水水质指 标的高低，也直接关系到污水处理厂运行的安全性和 经济性．多级离心风机因具有维护费用低、操作简单、 无复杂润滑系统等优点，而为污水处理厂所采用． 某污水处理厂1期工程处理能力为4×104 m3 /d， 应用 UCT 工艺，使用 4 台 110 kW 西门子 100． 07C 多级离心风机并联进行曝气． 自使用以来，常出现喘 振问题，每月达12 次之多． 为了保证机组的安全运 行，必须采取措施防止喘振的发生．
1 离心风机喘振现象
离心风机是利用高速旋转的叶轮将气体加速， 把机械能转换成压力能的机械． 主要由进气口、叶 轮、螺旋形蜗壳、出气口和扩散器等部件组成． 叶轮 的几何形状、尺寸和转速等制约着气体在叶轮中的 流动特征，决定着风机的流量、压力及之间的关系． 离心风机广泛应用于各种冶炼高炉、洗煤厂、污水处 理、化工造气等需要输送空气的场合［1］． 喘振是离心式设备容易出现的现象． 风机发生 喘振时，风机流量忽大忽小，此刻向负载排气，另一 刻又从负载吸气，设备上安装的压力表、流量计等仪 表大幅度摆动，同时伴随着强烈振动，并引起整个装 置、管道的振动． 喘振产生的外因是由于系统的外围 管阻过大，风机特性曲线与管路阻力曲线在风机特 性曲线的左下部( 即压强、流量上升的部分) 相交所 致，也就是离心风机所具有的驼峰型特性曲线所致． 图1 中，曲线 1 是离心风机在某一转速下的特 性曲线，是一个驼峰曲线，驼峰点 M 处的流量为 QM． 曲线2 是管路阻力曲线，正常工作点为 A． 驼峰 点M 右侧的区域为稳定工作区域，驼峰点M 左侧的 区域为不稳定工作区域．

喘振产生的内因是由于进入叶轮的气流冲角增 大而引起的旋转脱离． 当离心风机处于正常工况工 作时，绕翼型的气流保持其流线形状． 当流量减小 时，促使某几个叶片比其余叶片首先产生绕流分离， 即引起气流严重的旋转脱离，这是喘振发生的前奏． 发生旋转脱离时，流动损失增加，静压升下降，风机 背压低于管网中的压力，使管网中的气流发生倒流， 瞬时弥补了叶轮的流量不足;叶轮恢复正常后，又将 倒流的气体压出去，使叶轮中流量减小，压力再度突 然下降． 反复发生这种现象，就成为喘振． 试验研究 表明，喘振现象的出现总是与叶道内气流脱流密切 相关，而冲角的增大与流量的减小有关［2］． 目前，防止离心风机等的喘振主要从两个方面 开展:一方面是通过控制系统来诊断或防止风机出 现喘振． 例如，张红梅等提出基于神经网络信息融合 技术的风机喘振智能诊断方法［3］． 大连理工大学通 过附加“阀跳变”和非线性等 2 种控制方式来更有 效地防止喘振发生［4］． 郭仁宁等利用风机的变频调 速 －旁通回流来防止压缩机的喘振发生［5］． 另一方 面是通过改变风机本身的结构特性来降低喘振的发 生． 例如，李占良等在高炉鼓风机前加装研制的轴向 进气预旋调节器，增加风机的调节机能［6］． 虽然该污水处理厂离心风机控制系统中设置有 喘振预报警和喘振停机功能，但喘振停机会造成 UCT 生物池曝气停止，影响 UCT 工艺硝化反应进程和工 艺的正常进行，进而影响出水水质的达标排放，给生 产运行和管理带来不便． 同时，多次喘振使风机机械 系统产生很大的损伤，加快了风机的磨损，降低了风 机的使用寿命． 所以，需研究污水处理过程中离心风 机喘振产生的原因，并采取措施防止喘振的发生．
2 污水处理厂风机的喘振防止措施
在污水处理厂风机的运行过程中，引起风机喘 振的因素很多，例如进气压力过低、出口压力过高、 溶氧升高过快导致排气量忽然减小、进气温度过高、 风机转速忽然降低、进口风道过滤器堵塞、生化池液 位过高、曝气头堵塞、倒换生化池时引起的风量突 变、喘振报警装置失灵等． 针对该污水处理厂风机的 喘振故障，分别从设计选型、控制系统、运行维护、技 术改进等方面查找原因和采取措施． 2． 1 合适的需氧量 风机供气量的计算，一般是根据污水处理工艺 中最不利工况并考虑一定余量确定的． 设计供气量的计算要精确，余量要适度，确保机组在高效区段运 行和调节． 由于污水量、污水水质和水温是变化的，所以风 机运行时会产生风机供气量大于污水处理所需用气 量的情况，这时需要调节风量的大小． 当采用母管制 供气时，尽量用增减机组台数或以较小幅度调节机 组进、排气，适应管网所需流量和压力的变化． 这要 求在设计阶段应考虑各种运行工况下的管网特性曲 线与风机性能曲线的交点，查看该交点是否在高效 区范围内． 需氧量的计算是设计初期工艺设计的重要内 容． 采用不同的需氧量计算方法，其结果差异较大．

计算方法 1: 吴华明等采用《室外排水设计规 范》推荐的需氧量计算公式［7］，但其结果明显偏小， 不符合工程实际;建议对公式进行修正，采用以下公 式的计算结果比较符合工程实际［8］:

式中: ΔXV 为排出生物反应池系统的微生物量， kg/d; Q 为生物反应池的进水流量， m3 /d; So 为生物 反应池的进水 BOD5，mg/L; Y 为污泥产率系数; Kd 为异养菌内源衰减系数，取0． 08 d－1; Se 为生物反应 池的出水 BOD5，mg/L; θc 为反应池设计泥龄，

 计算方法2:采用《城市污水生物脱氮除磷处理 设计规程》 ( CECS 149: 2003) 推荐的需氧量计算公 式［9］，该公式考虑了污水特点和温度的影响，并进 行了修正，计算结果较为理想、可靠．

计算方法3:采用《给水排水设计手册》 ( 第5 册) 中推荐的曝气池需氧量计算公式［10］，但参数的取值 范围较大，不同的参数取值对计算结果的影响较大， 且该方法未考虑硝化及反硝化对需氧量的影响．

计算方法 4: 采用德国废水工程协会( ATV) A131 技术规范［11］，但需氧量的计算数值偏大． 4 种方法需氧量计算结果见表1． 表中w( O2) 为 污水需氧量， w( O2) /w( BOD5) 为去除单位 BOD5 需 氧量．

式中: ΔXV 为排出生物反应池系统的微生物量， kg/d; Q 为生物反应池的进水流量， m3 /d; So 为生物 反应池的进水 BOD5，mg/L; Y 为污泥产率系数; Kd 为异养菌内源衰减系数，取0． 08 d－1; Se 为生物反应 池的出水 BOD5，mg/L; θc 为反应池设计泥龄， d． 计算方法2:采用《城市污水生物脱氮除磷处理 设计规程》 ( CECS 149: 2003) 推荐的需氧量计算公 式［9］，该公式考虑了污水特点和温度的影响，并进 行了修正，计算结果较为理想、可靠． 计算方法3:采用《给水排水设计手册》 ( 第5 册) 中推荐的曝气池需氧量计算公式［10］，但参数的取值 范围较大，不同的参数取值对计算结果的影响较大， 且该方法未考虑硝化及反硝化对需氧量的影响． 计算方法 4: 采用德国废水工程协会( ATV) A131 技术规范［11］，但需氧量的计算数值偏大． 4 种方法需氧量计算结果见表1． 表中w( O2) 为 污水需氧量， w( O2) /w( BOD5) 为去除单位 BOD5 需 氧量．由表1 可知，方法 1( 修正) 和方法 2 计算结果基本 相同，符合实际运行时的需氧量． 方法4 的计算结果 偏大． 因此在进行风机系统改造或将来进行2 期工 程施工时，选用合适的需氧量计算方法，将为设计带 来方便，也有利于生产过程的安全高效运行． 2． 2 喘振控制点的准确流量 风机喘振报警装置是通过判断输出流量值的大 小来确定是否报警的． 污水处理厂试运行时预报警 的流量值，即喘振控制点流量设置为2 000 m3 /h，即 当风机输出流量值低于2 000 m3 /h 时，就发出喘振 预报警． 为了确定准确的喘振控制点流量，根据风机性 能曲线，通过现场检测风机运行数据［12］，观察风机 运行状态，记录喘振时各风机流量，见表2．

表 2 中平均流量为 1 757． 3 m3 /h． 考虑到运行 时的流量波动，为保证安全，计算喘振控制点流 量［13］为 Q控 =1 757． 3 ×( 1 +8%) = 1 897 m³ /h，即喘振控制点流量为 1 900 m3 /h． 在风机喘振报警 装置中重新设置喘振控制点流量为1 900 m3 /h．

2． 3 风机出口阻力 由风机特性曲线可见，当出口压力减小时，风机 流量增大，风机运行工况点偏离喘振点． 因此，减小 风机在运行过程中的出口压力，有利于减小喘振的 发生概率． 风机出口的压力与管道、曝气盘、水深有 关，其中，曝气盘的微孔畅通与否，对风机出口压力 的变化影响最大． 污泥或杂质沉积在曝气盘的微孔内，会使孔径 减小或造成微孔堵塞，导致曝气盘阻力增大． 因此运 行过程中，需采取措施保持管道压力，不使污泥进入 曝气盘． 通过改变运行工艺减轻曝气盘微孔堵塞的 方法: ①风机运行切换时，在新开启一台风机后，再 关闭原来运行的风机，以保持管道内压力; ②UCT 生化池溶解氧较高时，降低风机运行转速，减小供气 量，或增大进水流量增加负荷等，改变原来关闭风机 停止曝气的方法． 由前后对比，此方法可降低出口压力达 5 kPa，延长曝气盘的再生或更换周期 1 a 以上．

2． 4 进口导流器 如前所述，喘振产生的内因是由于进入叶轮的 气流冲角增大而引起的旋转脱离［14］． 图2 为不同角度气流进入风机叶轮时的状 态［15］． 设 β1 为气流冲角． 图中 βb1为叶片进口安放 角; c1， u1， w1 分别为设计工况下的绝对速度、牵连运 行速度、相对速度; c1m为轴面速度，即 c1 在轴面上的 投影; c'1m， c″1m分别为大流量和小流量时的轴面速度; β' 1， β″ 1分别为大流量和小流量时的气流冲角． 由于叶 轮为径向叶轮，轴面速度与绝对速度相等，即方向、 大小相同: c1m = c1．

由图2 可看出，在设计工况下， β1 = βb1，即气流 无冲击流入叶轮;在小流量工况下， β″ 1 ＜ βb1，两者差 值较大，即冲角过大时，气流在叶轮非工作面上会出 现边界层分离． 所以，减小气流冲角可减小离心风机 喘振发生的概率，调节到合适的气流冲角可避免风 机在运行过程中喘振的发生． 进气预旋调节法是在 风机进口装设导流器，通过改变进入风机叶轮的气 流角度来改变风机的特性，使风机流量、压力、功率 发生变化的一种调节方法． 根据欧拉方程，如果风机的进口有导流器，改变 导流器角度即可改变 c1u，从而改变风机的压力． 即 hth = u2c2u － u1c1u， 式中: hth为无限多叶片时的理论能量头，J/kg; u1， u2 分别为叶片入口和出口周向速度，m/s; c1u， c2u分别 为叶片入口和出口绝对速度周向分速度，m/s． 正预旋调节时，风机出口压力减小，进气流量减 小;负预旋调节时，风机出口压力增大，进气流量变 大［16］． 在2#风机进口安装研制的导流器． 该导流器采 用轴向可调的弧形叶片， 8 片叶片的转轴非对称布 置，可进行手动或自动调节． 对2#风机进行测试［17］， 手动调节导流器开度，数据见表3，表中 Q 为流量， 为出口压力， φ 为导流器开度， I 为电动机电流， P 为 电动机功率．对2#风机进行变频调节测试性能，导流 器开度保持0°，数据见表4，表中 n 为转速．

从表 3， 4 对比可看出，进气预旋调节法能扩大 风机的使用范围和提高风机调节性能． 而且，进气预 旋调节法使离心风机具有高效、宽工况运行范围、无 级微调的特点． 流量调节到 60%时，效率下降平缓， 基本保持原有水平．
3 结 论
喘振是风机等设备容易出现的故障现象，运行 过程中应防止喘振的发生． 通过分析研究污水处理 中离心风机喘振发生的原因，采取了相应的防止措 施． 选型时，采用可靠的需氧量计算公式，降低控制 系统中的喘振控制点流量值，降低风机出口阻力，风 机进口装导流器的进气预旋调节法等措施的实施， 加大了离心风机的运行范围和调节性能，使离心风 机在污水处理过程中得以平稳安全运行． 解决了生 产实际中存在的问题，降低了维修、维护的工作量， 延长了风机的使用年限，取得了很好的经济效益和 环境效益．

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