卡門渦街對鍋爐冷風風道危害的研究與對策

范洪武，姚書恒，邢龍飛，井長飛

(1.上海電力股份有限公司羅涇燃機發電廠，上海 200949；2.上海電力哈密宣力燃氣發電有限公司，新疆維吾爾 哈密 839000；3.上海上電電力工程有限公司，上海 202150)

某電站200 t/h級鍋爐為杭鍋集團生產的NG-200/6.2-Q型單鍋筒、自然循環、集中下降管、倒“U”型布置的鍋爐。空預器型式為熱管式。鍋爐配備了2臺四川三維鼓風機有限公司生產的SWG6-51NO15.5D型離心式鼓風機。每臺風機送風量為126 000 Nm3/h、風壓為7 500 Pa、轉速為1 480 r/min、功率為400 kW。每臺風機進風口處各安裝了一套圓形阻片式消聲器、吸風口至風機入口呈90°圓形風道[1-3]。風機入口為導葉調節風門、出口為矩形擋板式風門。高壓風經過斜向上45°傾角后通過矩形擋板風門，進入矩形風道直管段及90°轉向彎頭，最終再經矩形風道直管段，進入熱管式空氣預熱器(見圖1)。

某電站自2019年投產以來，其鍋爐送風機出口風道在正常運行中一直存在一系列問題。燃氣鍋爐兩臺送風機并列運行時，1號送風機出力大，2號送風機出力小，若提高2號送風機出力，進口導葉風門開度超過45%時，2號送風機振動明顯增大，且有上升趨勢，甚至發生了風機振動過大而跳閘的事故，導致兩臺送風機無法正常并列運行，鍋爐送風量嚴重受限。2號送風機側風道同時會發生振動并伴有強烈噪聲。1號送風機及該側風道未發生振動問題。由于2號風機側風道長期劇烈振動產生了高頻的交變應力，因此在該風道壁多處均發現了大量的裂紋，造成運行中冷風道側大量漏風[4-7]。風道振動引發的破壞不僅影響在運設備安全，也極大地制約了鍋爐正常的帶負荷能力，嚴重降低鍋爐正常運行效率，造成巨大的能源浪費。

1 風道振動試驗

為了徹底解決這一問題，電廠技術人員針對此難題開展了一系列工作。為了驗證送風機在各工況下的運行狀態，技術人員在鍋爐停役期間，對該鍋爐1號、2號送風機進行了冷態運行試驗，以測量不同狀態下的振動數據。

1.1 風機單獨運行試驗

首先分別單獨運行燃爐1號、2號送風機，在進口風門開度由10%～100%緩慢開啟的過程中，測量并記錄其出口風壓、風機振動及電流的變化情況，并利用就地測振筆，測量并記錄風道振動，結果見表1。

表1 改造前冷態單試記錄

通過對比試驗，發現1號送風機在任何工況段，均未發生風機振動異常、風道振動異常的情況。送風機始終正常運行。

2號送風機在調整進口風門開度為45%的瞬間，2號風機本體振動急劇攀升，就地2號側風道也隨之劇烈振動，并在進風口處、出口風道90°彎頭段伴有尖銳的空氣噪聲。同時，由于振動超限，2號送風機振動保護動作，送風機跳閘，試驗結束。

1.2 風機并列運行試驗

為了進一步分析風道與風機振動的成因，隨后對兩臺送風機進行了并列運行試驗，在進口風門開度由10%～100%緩慢開啟的過程中，測量并記錄其出口風壓、風機振動及電流的變化情況，利用就地測振筆，測量并記錄風道振動，試驗結果見表2。

表2 改造前冷態比列試驗記錄

并列運行中發現，隨著1號、2號送風機進口風門同步緩慢開啟，兩側風機與風道運行均十分平穩。但當風門開度達到45%時，2號送風機振動隨之突然上升、2號側風道振動增大、噪聲也增大。而1號送風機側風道、風機運行均正常。

此時單獨繼續開大1號送風機進口風門至60%開度，1號送風機側風道、風機依然運行正常。風機、風道及吸風口處無噪聲、無明顯變化。

此時再微開2號送風機進口風門，2號送風機本體、風道振動進一步增大，風道及吸風口處噪聲越發尖銳。直至振動值達到保護值，2號送風機跳閘，試驗結束。

2 風機及風道振動原因綜合分析

2.1 風道結構與布置分析

結合2號送風機側風道開裂的位置與風道結構分析，送風機出口風道開裂位置主要在風道內十字支撐后方(風流)，這符合內十字支撐引發振動的特征。送風機風道高2 m、寬1.5 m，通常情況下，內十字支撐更易激發風道垂直壁的振動，因為風道垂直方向尺寸大于水平方向，垂直腔的固有頻率應低于水平腔，但本次風道的開裂集中在風道彎頭和直段的兩側，振動應發生在風道的兩側。分析送風機出口風道的布置特點，風道振動與風道內風速分布不均有關，而且2號風機的風道彎頭處已增加了一層導流板，將風道分隔為垂直兩層，提高了風道垂直腔的固有頻率。

2.2 風道流速與流場分析

如果假設，風道內流速均勻、45%風門開度下單臺風機風量為總量的80%(157 500 Nm3/h)、風道壓力0.5 kPa、風溫25℃，2 m×1.5 m風道內的平均流速為9.71 m/s，內十字支撐激振頻率為36 Hz，而風道垂直方向腔室固有頻率為86.5 Hz(隔開后為173 Hz)，風道水平腔室固有頻率為115.4 Hz，風道內流速均勻，內十字支撐不會激發風道共振，僅當局部風速接近平均風速3倍時，內十字支撐會激發風道側向共振。

2.3 振動原因綜合分析

由于送風機出口緊接擴展口和彎頭，風道內流速不均是不可避免的，進一步分析出風道流速不均主要由彎頭引起，且沿風道垂直方向變化，特別當風門擋板開度較小時。這就可以解釋，為何風道內十字支撐激發風道水平腔固有頻率，由于在彎頭的外側可能存在較高的流速，提高垂直支撐引發的水平方向激振頻率，水平支撐引發風道垂直方向激振，水平支撐位于風道高度方向的中心線附近，流經風速不易較高，不易激發風道垂直(高度方向)固有頻率。送風機出口示意圖如圖2所示。

風門擋板開關方向會影響風道內流場分布，對于位于V4-V5柱(見圖2)之間的2號風機，如果風門擋板開關方向是從V5向V4，40%～45%開度時，風道內空氣更易集中在V5柱側，與彎頭造成的流速偏差重疊加大流速偏差。

實際流體繞流圓柱(管)體時，邊界層分離所形成的旋渦在背流面有一定釋放(脫落)規律，當Re90～200時，背流面旋渦不斷地交替生成及脫離，并在尾渦區形成交替排列、旋轉方向相反、有規則且較穩定的兩行旋渦，以比來流小得多的速度運動，這種現象稱為卡門渦街。

當2號側送風道內產生卡門渦街時，旋渦交替產生并脫落，因此將產生交變力，從而被繞流柱體產生振動及噪聲；當交變力頻率與風道材料激振的固有頻率接近時，便會產生共振現象，使振動加劇；振動會使周圍空氣發出聲響效應，若其頻率與風道材料激振的固有頻率接近時，又會產生所謂的聲振，使振動及噪聲加劇。

綜上分析，導致鍋爐2號送風機在進口風門開度達45%時振動加劇、噪聲增大并振裂風道的直接原因，便是在該開度下，2號送風機側出口矩形風道內，產生了劇烈的卡門渦街現象。

3 治理卡門渦街的應對策略

根據試驗數據，結合分析可知只要能避免鍋爐2號送風機出口風道內形成卡門渦街，便能徹底地解決威脅鍋爐正常運行已久的送風風機及風道振動問題。針對這些情況，技術人員決定對燃氣鍋爐2號送風機風道進行以下改造。風道改造示意圖如圖3所示。

(1)根據原廠圖紙原比例尺寸，重新制作并更換2號送風機風道，并將材料由原6 mm厚的Q235鋼板改為4.5 mm厚的Q235鋼板。

(2)沿風機出口矩形風道至90°彎頭后一米水平段，在風道內十字支撐后部均增加十字導流板，用以消除風道水平激振源。于風道四角內壁焊接角鐵加固，提高風道剛度，提高其通道固有的振動頻率。以徹底破壞卡門渦街的形成條件。

(3)將風門擋板水平旋轉180°，改變風門擋板開關方向，減小風道內流量偏差。

4 改造后效果

送風機風道改造完成后，隨即安排了送風機冷態模擬運行試驗。2號送風機單獨試轉時，風機運行基本平穩，試驗記錄見表3。

進口風門開啟及關閉過程中，在開度30%左右時，風機振動小幅上升達到3.5 mm/s的峰值，進口風門開度大于35%時，風機振動趨于平穩。在整個試驗過程中，風道振動始終平穩、未發生噪音異常升高等情況。

表3 2號送風機風道改造后單試記錄

兩臺風機并列運行時，試驗記錄見表4。

表4 風道改造后并列試運記錄

1號風機運行平穩，振動隨開度變化不大，試驗過程中平均最大振動為2.5 mm/s。2號風機在進口風門開度25%～35%時，風機振動達到峰值3.79 mm/s，當進口風門開度大于35%時，風機振動趨于平穩。在整個試驗過程中，風道振動始終平穩、未發生噪聲異常升高等情況。

5 結語

經過本次改造后，2號送風機風道內的卡門渦街現象被完全消除，送風機與風道運行工況遠優于修前。在全負荷段均能實現風量可靠的調節，使爐內最大送風量明顯增加，是鍋爐出力不再受到制約，有效的保障了燃氣鍋爐整體蒸發量的提升。由此也進一步證明了在離心式送風機風道設計中，需全面考慮結構、流場能否有效避免卡門渦街現象的形成。

雖然兩臺風機在全負荷段運行能有效地避免卡門渦街對設備的危害，但在部分負荷段(2號送風機在進口風門開度25%～35%區間內)依然存在小幅共振點無法消除現象。因此，兩臺風機并列操作過程中要緩慢，做好預判，盡量保持風壓穩定，避免大幅度波動。兩臺送風機并列運行時應避免長時間在共振點區間運行，選擇通過風量再平衡調節或快速通過該區間的方式，保障機組的穩定運行。