引風機葉片斷裂故障處理

董志強，金立梅，楊祖旺，劉登滿，譚厚章，周靜，楊笑甜

引風機葉片斷裂故障處理

董志強1，金立梅1，楊祖旺1，劉登滿2，譚厚章3，周靜3，楊笑甜3

（1.西安格瑞電力科技有限公司，陜西 西安 710043；2.中電神頭發(fā)電有限公司，山西 朔州 036002； 3.西安交通大學 熱流科學與工程教育部重點實驗室，陜西 西安 710043）

某電廠對#1機組（600 MW）進行煙氣超低排放改造，改造后引風機在運行中多次出現(xiàn)葉片斷裂事故，為分析其斷裂原因并進一步改進設(shè)計，本項目進行了現(xiàn)場對比試驗與三維有限元模型分析，診斷結(jié)果為葉型設(shè)計不合理造成的應力集中，并提出了優(yōu)化改造方案，最終確定的優(yōu)化方案最大應力值為87 MPa，比三維有限元分析（網(wǎng)格3）計算的最大應力值（311 MPa）下降了72%。

風機葉片；葉片斷裂；有限元分析；風機振動

隨著工業(yè)發(fā)展水平的提高，全國電廠裝機容量不斷增大，而作為電廠關(guān)鍵輔助設(shè)備的風機在運行過程中起著排出爐膛內(nèi)燃燒產(chǎn)生的煙氣、克服尾部煙道（包括濕除、電除塵及脫硫系統(tǒng)）內(nèi)壓力損失、調(diào)節(jié)爐膛負壓、穩(wěn)定燃燒等作用[1]，由于其運行環(huán)境高溫、高壓、高雜質(zhì)，易出現(xiàn)一些異常工況威脅到電廠生產(chǎn)的安全性，并造成大量損失[2-5]。目前，風機的故障檢測以及診斷系統(tǒng)還存在著一定的問題[6]，對風機故障作出診斷并優(yōu)化處理具有重大的實際價值。

某電廠對#1機組（600 MW）進行煙氣超低排放改造時，為增容更換了風機葉輪，在改造后的風機葉輪葉片中部焊接了加強環(huán)以增加葉輪剛性。然而，改造后引風機在運行中多次出現(xiàn)葉片斷裂事故，斷裂處位于葉片與加強環(huán)焊接處。為了分析其斷裂原因并進一步改進葉片設(shè)計，本項目先在現(xiàn)場進行了對比試驗分析，又建立了三維有限元模型分析斷裂原因，診斷結(jié)果為葉片設(shè)計不合理造成的應力集中以及應力過大，并提出了三種優(yōu)化改造方案，最終確定的優(yōu)化方案最大應力值為87 MPa，比三維有限元分析算出的最大應力值（311 MPa）下降了72%，對類似問題具有重要的參考意義。

1 故障診斷

1.1 故障概況

葉片斷裂是一種常見的引風機故障[7]。在本項目中，改造后的風機葉輪在葉片中間部位焊接了一個調(diào)頻環(huán)，增加葉輪剛性，提高了葉輪的共振頻率。從圖1（a）可見，風機葉片從調(diào)頻環(huán)焊接處完全斷裂。圖1（b）可見大部分葉片在調(diào)頻環(huán)焊接部位均有裂紋產(chǎn)生。根據(jù)引風機的運行狀態(tài)及裂紋形態(tài)可以判定，該葉片裂紋起源點位于葉片中間調(diào)頻環(huán)焊接處最前部，而后沿焊縫部位向后擴展，延伸至葉片后部氣流出口位置，最后將一半葉片撕開。

1.2 現(xiàn)場試驗

1.2.1 試驗內(nèi)容

目前，#2機組已改造完成，本項目對#2機組進行了風機熱態(tài)性能試驗及風機振動特征試驗。為對比分析，#1機組將改造前的原風機葉輪換上后運行。兩機組除了風機不同外其余設(shè)備均相同。

（1）工況1：在機組100%滿負荷（600 MW）下，對#2機組進行風機熱態(tài)試驗，對其風機效率、風機流量、風機全壓進行測量；對#2機組進行風機振動特征試驗；

（2）工況2：在機組75%負荷（450 MW）下，對#2機組進行風機熱態(tài)試驗，對其風機效率、風機流量、風機全壓進行測量；對#2機組、#1機組進行風機振動特征對比試驗；

（3）工況3：在機組50%負荷（305 MW）下，對#2機組進行風機熱態(tài)試驗，對其風機效率、風機流量、風機全壓進行測量。

圖1 故障概況

1.2.2 試驗結(jié)果

（1）風機熱態(tài)試驗

#2機組風機熱態(tài)試驗在滿負荷、75%負荷、50%負荷下進行，主要結(jié)果與性能曲線對應值的比較如表1所示。

由表1可以看出，風機效率方面，#2機組引風機實測效率81%左右，在性能曲線上標出的效率偏差≯2.5%，風機運行效率與設(shè)計效率偏差不大，說明風機實際運行參數(shù)與風機設(shè)計性能接近；風機流量方面，風機實際運行工況的流量與設(shè)計值接近，偏差不大，滿負荷工況下實際運行流量比設(shè)計流量小7.6 m3/s；風機全壓方面，風機實際運行工況的全壓比設(shè)計值小。滿負荷工況下實際運行全壓比設(shè)計值小1.36 kPa左右。

表1 #2機組引風機熱態(tài)試驗主要結(jié)果與性能曲線值比較

對#2機組引風機實測數(shù)據(jù)換算設(shè)計狀態(tài)下各運行點在性能曲線上的位置分析后發(fā)現(xiàn)，實際風機運行點在設(shè)計工況點下方，使阻力特性曲線下移，這對于風機來說是有好處的，意味著煙道實際阻力小于設(shè)計阻力。在煙氣密度0.84情況下，煙道總阻力（風機全壓）只有6 458 Pa。折算到設(shè)計密度0.73，風機全壓只有6 053 Pa；而風機設(shè)計TB點在煙氣密度0.68條件下，可以達到10 449 Pa，設(shè)計余量太大，帶來的結(jié)果是：風機廠為了達到高壓頭，必然要加大壓片進出口扭曲角，這樣會加大失速區(qū)，尤其會加大進口、出口局部失速。風機設(shè)計壓頭偏大，風機與系統(tǒng)存在較大的匹配偏差。

失速是一種常見的引風機故障，發(fā)生時速度快、危害大，需要格外注意防止[8-10]。#1機組引風機增容改造后，風機葉片扭轉(zhuǎn)角度比原風機葉片扭轉(zhuǎn)角度要大。通過現(xiàn)場粗略測量，改造后葉輪的葉片扭轉(zhuǎn)角度比原風機葉片扭轉(zhuǎn)角度明顯增加，這樣會使氣流沖角增大，更容易造成葉片背面尾端出現(xiàn)渦流區(qū)，即所謂“失速”現(xiàn)象。

目前，在機組試驗工況下，引風機沒有發(fā)生整體失速現(xiàn)象。引風機參數(shù)能滿足滿負荷運行需要。

（2）風機振動特性試驗

對于引風機故障來說，振動超標是一個常見的原因[11]，因此，本項目進行了#2機組 600 MW、450 MW負荷下葉輪振動特性試驗以及#1機組450 MW負荷葉輪振動特性對比試驗，并進行了頻譜分析。

測試期間，由于引風機本體有保溫且機組在運行中，無法把測點安裝在軸承及機殼上，因此，將振動測點布置在了機殼支撐最上部的位置，下圖2給出了風機測點，分別為#1入口測點、#2本體前測點、#3本體后測點，在風機出口位置還布置了一個#4測點。

圖2 振動測點位置布置圖

將試驗實測數(shù)據(jù)進行匯總分析，其結(jié)果表明：①所有工況都存在1X頻率振速峰值，峰值大小與負荷及轉(zhuǎn)速大小無關(guān)，說明風機轉(zhuǎn)子存在一定的不平衡；②#2機組各工況頻譜均顯示有19X頻率振速峰值。從振動幅值的大小來看，A側(cè)風機600 MW工況大于450 MW工況；B側(cè)風機600 MW工況小于450 MW工況。說明振動幅值大小與負荷及風機轉(zhuǎn)速沒有直接的對應關(guān)系。③被測引風機的葉輪葉片數(shù)為19片，葉輪的通過擾動頻率為19X，對應頻譜在19X頻率上有相對較大的振動幅值。說明葉片在運行時存在較強的激振力。④#1機組對比工況頻譜顯示，也存在19X頻率振速峰值。#1機組在19X頻率的振動幅值明顯小于#2機組的振動幅值。以#2測點為例，#1機組平均振動幅值為0.535 mm/s，#2機組平均振動幅值為3.44 mm/s。#2機組風機在19X頻率下的振動幅值是#1機組的6.43倍。

（3）結(jié)果分析

引風機增容改造后，風機葉片扭轉(zhuǎn)角度比原風機葉片扭轉(zhuǎn)角度要大。通過現(xiàn)場粗略測量，改造后葉輪的葉片扭轉(zhuǎn)角度比原風機葉片扭轉(zhuǎn)角度明顯增加，這樣會使氣流沖角增大，更容易造成葉片背面尾端出現(xiàn)渦流區(qū)，即“失速”現(xiàn)象。由于該引風機葉輪為子午加速葉輪，其葉片結(jié)構(gòu)為扭曲形狀，氣流方向與葉片葉弦的夾角從葉片根部向葉片頂部（徑向）逐步變大。因此，在葉輪外緣部位沖角最大。雖然葉輪葉道沒有完全阻塞而造成風機明顯失速，但在葉輪外緣部位會出現(xiàn)局部脫流現(xiàn)象而形成渦流區(qū)，從而產(chǎn)生葉片振動。當振動頻率與葉片固有頻率相同或接近時，會引起不同程度的共振現(xiàn)象。

從風機振動試驗頻譜分析可見，#2爐引風機改造后的葉輪在19X頻率上有相對較大的振動幅值突變，振動幅值為#1爐的6.43倍，說明葉片受到較強的一次激振力的作用。這是由于葉片中部焊接的調(diào)頻環(huán)增加了葉輪的剛性，使得葉片根部焊接部位的應力減小，而使葉片外緣部位產(chǎn)生的振動應力集中到了葉片中部調(diào)頻環(huán)焊接部位，此處應力增加，若設(shè)計不合理會出現(xiàn)裂紋，最后使葉片斷裂。

綜上所述，作出故障診斷：

（1）葉片變型設(shè)計不合理。由于增容改造時輪轂、外殼都未更換，為提高風機出力，設(shè)計人員在變形設(shè)計時為達到超出實際需要的壓力要求，加大了進出口角度，這使得風機運行時葉片進出口局部更容易失速。

（2）加強環(huán)不合理。從故障概況容易看出，裂紋都是從加強環(huán)處開始，說明加強環(huán)處應力集中。

（3）風機局部脫流失速引起葉輪破壞。從風機性能試驗結(jié)果說明，在機組試驗工況下，引風機沒有發(fā)生明顯的失速現(xiàn)象，運行是安全的。但由于該引風機葉輪為子午加速葉輪，在葉輪外緣部位氣流沖角較大。雖然葉輪沒有明顯失速，但在葉輪外緣部位會出現(xiàn)局部脫流現(xiàn)象而形成渦流區(qū)，從而產(chǎn)生葉片振動。當振動頻率與葉片固有頻率相同或接近時，會引起不同程度的共振現(xiàn)象。從風機振動試驗結(jié)果說明，葉片受到較強的一次激振力的作用，這是造成葉輪斷裂的主要原因。

綜合來看，葉片變形設(shè)計不合理、加強環(huán)不合理、風機局部脫流失速引起葉輪破壞等因素造成了引風機葉片的應力集中與斷裂。為了進一步分析葉片葉輪運行強度，采用有限元數(shù)值模擬方式進行計算。

1.3 三維有限元分析

有限元法是求解數(shù)理方程的一種數(shù)值計算方法，是解決工程實際問題的一種有力的數(shù)值計算工具，是將彈性理論、計算數(shù)學和計算機軟件有機地結(jié)合在一起的一種數(shù)值分析技術(shù)，目前在許多數(shù)學科技領(lǐng)域和實際工程問題中得到廣泛的應用[12-14]。

本項目根據(jù)實際測量尺寸，按照1:1比例對發(fā)生斷裂的葉輪進行建模，如圖3所示。在600 MW工況下，該風機的工作轉(zhuǎn)速為930 r/min，進出口差壓為6450 Pa。葉輪外徑為3150 mm，葉片底部厚度16 mm，頂部厚度為9 mm，均勻過渡，底部焊接在輪轂上。為增加葉輪剛性，改造后的風機葉輪在葉片中間部位焊接了一個加強環(huán)。

圖3 故障葉輪模型圖

由于風機葉片葉輪的幾何形狀較為復雜，且有限元分析的結(jié)果與網(wǎng)格的精細程度有關(guān)，本項目構(gòu)造了節(jié)點數(shù)與單元數(shù)分別為118 704/ 57 430、178 028/ 99 560、324 122/169 963的三種不同數(shù)量網(wǎng)格的有限元模型進行了分析，以期獲得滿足精度要求的應力結(jié)果。

網(wǎng)格1如圖4所示，分析結(jié)果表明葉片上最大應力出現(xiàn)在加強環(huán)與葉片的焊接處，與葉片斷裂位置吻合，該最大應力值為277 MPa，如圖5所示。此外，在葉片葉輪相交內(nèi)弧的中部，也存在一個相對較大的應力區(qū)域，但其應力數(shù)值小于葉片與加強環(huán)處，其他位置的應力集中水平不高。

圖4 葉片葉輪網(wǎng)格1

圖5 網(wǎng)格1葉片葉輪進氣面應力與出氣面應力

為了考核有限元模型中單元及節(jié)點數(shù)對應力分析結(jié)果的影響，本項目構(gòu)造了更為細密的網(wǎng)格2，如圖6所示，由于單元數(shù)和節(jié)點數(shù)的增加，進氣邊的網(wǎng)格要細密一些。網(wǎng)格加密以后，葉片的總體應力分布與網(wǎng)格1結(jié)果一致。葉片上絕大部分應力水平不高，葉片上應力最集中的區(qū)域仍出現(xiàn)在葉片進氣邊焊縫上部，該區(qū)域最大應力值為321 MPa，如圖7所示。

由于前兩種網(wǎng)格計算最大應力數(shù)值有差距，為了獲得較為精確的應力值，重新構(gòu)造了葉片進氣邊網(wǎng)格更為細密的網(wǎng)格3（如圖8b）。網(wǎng)格加密以后，葉片的總體應力分布與網(wǎng)格1和網(wǎng)格2一致。葉片上絕大部分應力水平不高，葉片上應力最集中的區(qū)域仍出現(xiàn)在加強環(huán)和葉片連接位置，該區(qū)域最大應力值為311 MPa，如圖9所示。

圖7 網(wǎng)格2葉片葉輪進氣面應力與出氣面應力

圖8 葉片葉輪網(wǎng)格3與局部放大圖

圖9 網(wǎng)格3葉片葉輪進氣面應力與氣面應力

將三種網(wǎng)格計算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

表2 三種網(wǎng)格計算結(jié)果

結(jié)果一致表明，應力集中及較大的應力數(shù)值是造成葉片多次斷裂的主要原因。因此，需優(yōu)化葉片形狀，降低應力，提高安全性。

2 優(yōu)化設(shè)計

2.1 初步優(yōu)化

由于風機葉片斷裂于葉片與加強環(huán)焊接處，為了避免事故的發(fā)生，電廠將加強環(huán)去掉，并把葉片進氣角度回調(diào)2°。現(xiàn)對去掉加強環(huán)后的新風機葉輪葉片進行強度分析。

模型網(wǎng)格具有325 172個節(jié)點、166 913個單元，如圖10所示；分析應力如圖11所示。

去掉加強環(huán)后，新葉輪葉片相比于以前有加強環(huán)的葉輪葉片，整體應力集中水平有所下降，最大應力由310 MPa降低為183 MPa。葉片葉輪的整體應力分布也發(fā)生了變化，最大應力集中位置轉(zhuǎn)移到進氣邊焊縫位置處，如圖11（b）所示。

圖10 去環(huán)后新葉輪葉片網(wǎng)格

圖11 去環(huán)后新葉輪葉片應力分布圖與局部應力放大圖

圖12為去環(huán)后新葉輪葉片的進氣面應力與出氣面應力，可以看出，葉片與葉輪連接處內(nèi)弧的中部存在一個相對較大的應力集中區(qū)域，應力值為173 MPa，葉片與葉輪連接處背弧中部也出現(xiàn)了應力集中區(qū)域，應力值為153 MPa。

圖12 去環(huán)后新葉輪葉片進氣面應力與出氣面應力

可以看出，去掉加強環(huán)的新葉輪最大應力降低，結(jié)構(gòu)強度優(yōu)于帶加強環(huán)的結(jié)構(gòu)，但長期運行仍存在危險性，需要進一步進行優(yōu)化。

2.2 進一步優(yōu)化

基于以上分析結(jié)果，本項目提出了三種不同的改進方案：方案一，優(yōu)化葉片形線，調(diào)整葉片重心與輻射線對齊以減少葉片的偏心彎應力；方案二，在方案一的基礎(chǔ)上進行葉片變厚度優(yōu)化設(shè)計；方案三，在方案二的基礎(chǔ)上，對葉片葉輪連接處焊接圓弧進行優(yōu)化設(shè)計。本報告對以上三種方案分別建立三維有限元模型進行了分析，最終確定了優(yōu)化方案。

方案一共有318 761個節(jié)點、161 492個單元，通過調(diào)整葉片重心與輻射線對齊后，其最大應力已經(jīng)下降為110 MPa，比網(wǎng)格3計算的最大應力值減少了65%，如圖13所示，可見本調(diào)整方案非常有效。整個葉片應力水平不高，但存在三個應力集中區(qū)域：出氣邊葉片與葉輪連接焊縫處、葉片與葉輪連接處內(nèi)弧中部、葉片與葉輪連接處背弧中部。

圖13 方案一葉輪葉片進氣面應力與出氣面應力

方案二共有3 213 558個節(jié)點、164 172個單元，在方案一的基礎(chǔ)上優(yōu)化葉片形線、進行葉片變厚度優(yōu)化設(shè)計。優(yōu)化后，整體最大應力為97 MPa，與方案一相比下降12%；出氣邊焊縫處的應力集中區(qū)域消除，應力集中位置變?yōu)閮商帲踩蕴岣撸鐖D14所示。

圖14 方案二葉輪葉片進氣面應力與出氣面應力

為了進一步降低方案二葉片與葉輪焊接處的最大應力，方案三對去掉加強環(huán)的新葉片進行了葉片形線優(yōu)化、葉片變厚度優(yōu)化設(shè)計、以及葉片葉輪連接處焊接圓弧尺寸優(yōu)化設(shè)計。方案三共有3 296 613個節(jié)點、170 302個單元，圖15（a）（b）分別為其葉片葉輪進氣面與出氣面分析獲得的應力分布。可以看出，優(yōu)化后整體應力下降，最大應力值降為87 MPa，位于葉片與葉輪連接處背弧中部。在葉片與葉輪連接處內(nèi)弧中部也存在一個應力集中區(qū)域，其他位置應力集中水平不大。

圖15 方案三葉輪葉片進氣面應力與出氣面應力

方案三最大應力值為87 MPa，比方案二的最大應力97 MPa下降10.3%，比方案一最大應力值110 MPa下降21%，比去掉加強環(huán)的新葉輪最大應力值183 MPa下降52%，比網(wǎng)格3算出的最大應力值下降72%。因此，采用方案三降低葉片應力，提高其安全性。

3 結(jié)束語

（1）本項目為診斷某電廠引風機葉片斷裂問題，對機組進行了實地對比試驗，并得出結(jié)論，斷裂是由于葉片設(shè)計不合理造成的應力集中以及應力過大；

（2）本項目對斷裂的葉片進行了三維有限元建模分析，計算出其應力集中位置在葉片與加強環(huán)焊接處，數(shù)值較大（網(wǎng)格3計算結(jié)果為311 MPa）。

（3）本項目針對診斷結(jié)果，提出初步優(yōu)化與進一步優(yōu)化方案，其中，進一步優(yōu)化方案三對葉片形線、葉片厚度、葉片葉輪連接處焊接圓弧均進行了優(yōu)化設(shè)計，三維有限元分析得出最大應力值為87 MPa，比網(wǎng)格3計算的最大應力值下降72%。因此，采用方案三降低葉片應力，提高其安全性。對于類似的風機斷裂故障具有重要的參考意義。

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Fault Treatment of Induced Draft Fan Blade Fracture

DONG Zhiqiang1，JIN Limei1，YANG Zuwang1，LIU Dengman2，TAN Houzhang3，ZHOU Jing3，YANG Xiaotian3

( 1.Xi 'an Green Power Technology Limited Co., Ltd., Xi 'an 710043, China; 2. CLP Shentou Power Generation Co., Ltd., Shuozhou 036002, China; 3.MOE Key Laboratory of Thermo-Fluid Science and Engineering, Xi 'an Jiaotong University, Xi 'an 710043, China)

After the ultra-low flue gas emission transformation for unit #1 (600 MW) of a power plant, the blade fracture accident occurred several times during the operation of the induced draft fan. In order to analyze the cause of the fracture and further improve the design, this project has carried out the comparative field test and the three-dimensional finite element model analysis, and the cause is diagnosed as the stress concentration due to improperly designed blade shape, and the optimization plan is put forward correspondingly. The maximum stress of the final optimization plan is 87 MPa, which is 72% lower than the maximum stress（311 MPa） calculated by the three-dimensional finite element analysis（grid 3）.

fan blade；blade fracture；finite elementanalysis；fan vibration

TK228

B

10.3969/j.issn.1006-0316.2023.09.010

1006-0316 (2023) 09-0066-09

2022-12-15

董志強（1976－），男，山西平定人，工程師、高級技師，主要從事電廠鍋爐檢修及設(shè)備管理工作，E-mail：nzgdzq@163.com。