卡门涡街对锅炉冷风风道危害的研究与对策

范洪武，姚书恒，邢龙飞，井长飞

(1.上海电力股份有限公司罗泾燃机发电厂，上海 200949；2.上海电力哈密宣力燃气发电有限公司，新疆维吾尔 哈密 839000；3.上海上电电力工程有限公司，上海 202150)

某电站200 t/h级锅炉为杭锅集团生产的NG-200/6.2-Q型单锅筒、自然循环、集中下降管、倒“U”型布置的锅炉。空预器型式为热管式。锅炉配备了2台四川三维鼓风机有限公司生产的SWG6-51NO15.5D型离心式鼓风机。每台风机送风量为126 000 Nm3/h、风压为7 500 Pa、转速为1 480 r/min、功率为400 kW。每台风机进风口处各安装了一套圆形阻片式消声器、吸风口至风机入口呈90°圆形风道[1-3]。风机入口为导叶调节风门、出口为矩形挡板式风门。高压风经过斜向上45°倾角后通过矩形挡板风门，进入矩形风道直管段及90°转向弯头，最终再经矩形风道直管段，进入热管式空气预热器(见图1)。

某电站自2019年投产以来，其锅炉送风机出口风道在正常运行中一直存在一系列问题。燃气锅炉两台送风机并列运行时，1号送风机出力大，2号送风机出力小，若提高2号送风机出力，进口导叶风门开度超过45%时，2号送风机振动明显增大，且有上升趋势，甚至发生了风机振动过大而跳闸的事故，导致两台送风机无法正常并列运行，锅炉送风量严重受限。2号送风机侧风道同时会发生振动并伴有强烈噪声。1号送风机及该侧风道未发生振动问题。由于2号风机侧风道长期剧烈振动产生了高频的交变应力，因此在该风道壁多处均发现了大量的裂纹，造成运行中冷风道侧大量漏风[4-7]。风道振动引发的破坏不仅影响在运设备安全，也极大地制约了锅炉正常的带负荷能力，严重降低锅炉正常运行效率，造成巨大的能源浪费。

1 风道振动试验

为了彻底解决这一问题，电厂技术人员针对此难题开展了一系列工作。为了验证送风机在各工况下的运行状态，技术人员在锅炉停役期间，对该锅炉1号、2号送风机进行了冷态运行试验，以测量不同状态下的振动数据。

1.1 风机单独运行试验

首先分别单独运行燃炉1号、2号送风机，在进口风门开度由10%～100%缓慢开启的过程中，测量并记录其出口风压、风机振动及电流的变化情况，并利用就地测振笔，测量并记录风道振动，结果见表1。

表1 改造前冷态单试记录

通过对比试验，发现1号送风机在任何工况段，均未发生风机振动异常、风道振动异常的情况。送风机始终正常运行。

2号送风机在调整进口风门开度为45%的瞬间，2号风机本体振动急剧攀升，就地2号侧风道也随之剧烈振动，并在进风口处、出口风道90°弯头段伴有尖锐的空气噪声。同时，由于振动超限，2号送风机振动保护动作，送风机跳闸，试验结束。

1.2 风机并列运行试验

为了进一步分析风道与风机振动的成因，随后对两台送风机进行了并列运行试验，在进口风门开度由10%～100%缓慢开启的过程中，测量并记录其出口风压、风机振动及电流的变化情况，利用就地测振笔，测量并记录风道振动，试验结果见表2。

表2 改造前冷态比列试验记录

并列运行中发现，随着1号、2号送风机进口风门同步缓慢开启，两侧风机与风道运行均十分平稳。但当风门开度达到45%时，2号送风机振动随之突然上升、2号侧风道振动增大、噪声也增大。而1号送风机侧风道、风机运行均正常。

此时单独继续开大1号送风机进口风门至60%开度，1号送风机侧风道、风机依然运行正常。风机、风道及吸风口处无噪声、无明显变化。

此时再微开2号送风机进口风门，2号送风机本体、风道振动进一步增大，风道及吸风口处噪声越发尖锐。直至振动值达到保护值，2号送风机跳闸，试验结束。

2 风机及风道振动原因综合分析

2.1 风道结构与布置分析

结合2号送风机侧风道开裂的位置与风道结构分析，送风机出口风道开裂位置主要在风道内十字支撑后方(风流)，这符合内十字支撑引发振动的特征。送风机风道高2 m、宽1.5 m，通常情况下，内十字支撑更易激发风道垂直壁的振动，因为风道垂直方向尺寸大于水平方向，垂直腔的固有频率应低于水平腔，但本次风道的开裂集中在风道弯头和直段的两侧，振动应发生在风道的两侧。分析送风机出口风道的布置特点，风道振动与风道内风速分布不均有关，而且2号风机的风道弯头处已增加了一层导流板，将风道分隔为垂直两层，提高了风道垂直腔的固有频率。

2.2 风道流速与流场分析

如果假设，风道内流速均匀、45%风门开度下单台风机风量为总量的80%(157 500 Nm3/h)、风道压力0.5 kPa、风温25℃，2 m×1.5 m风道内的平均流速为9.71 m/s，内十字支撑激振频率为36 Hz，而风道垂直方向腔室固有频率为86.5 Hz(隔开后为173 Hz)，风道水平腔室固有频率为115.4 Hz，风道内流速均匀，内十字支撑不会激发风道共振，仅当局部风速接近平均风速3倍时，内十字支撑会激发风道侧向共振。

2.3 振动原因综合分析

由于送风机出口紧接扩展口和弯头，风道内流速不均是不可避免的，进一步分析出风道流速不均主要由弯头引起，且沿风道垂直方向变化，特别当风门挡板开度较小时。这就可以解释，为何风道内十字支撑激发风道水平腔固有频率，由于在弯头的外侧可能存在较高的流速，提高垂直支撑引发的水平方向激振频率，水平支撑引发风道垂直方向激振，水平支撑位于风道高度方向的中心线附近，流经风速不易较高，不易激发风道垂直(高度方向)固有频率。送风机出口示意图如图2所示。

风门挡板开关方向会影响风道内流场分布，对于位于V4-V5柱(见图2)之间的2号风机，如果风门挡板开关方向是从V5向V4，40%～45%开度时，风道内空气更易集中在V5柱侧，与弯头造成的流速偏差重叠加大流速偏差。

实际流体绕流圆柱(管)体时，边界层分离所形成的旋涡在背流面有一定释放(脱落)规律，当Re90～200时，背流面旋涡不断地交替生成及脱离，并在尾涡区形成交替排列、旋转方向相反、有规则且较稳定的两行旋涡，以比来流小得多的速度运动，这种现象称为卡门涡街。

当2号侧送风道内产生卡门涡街时，旋涡交替产生并脱落，因此将产生交变力，从而被绕流柱体产生振动及噪声；当交变力频率与风道材料激振的固有频率接近时，便会产生共振现象，使振动加剧；振动会使周围空气发出声响效应，若其频率与风道材料激振的固有频率接近时，又会产生所谓的声振，使振动及噪声加剧。

综上分析，导致锅炉2号送风机在进口风门开度达45%时振动加剧、噪声增大并振裂风道的直接原因，便是在该开度下，2号送风机侧出口矩形风道内，产生了剧烈的卡门涡街现象。

3 治理卡门涡街的应对策略

根据试验数据，结合分析可知只要能避免锅炉2号送风机出口风道内形成卡门涡街，便能彻底地解决威胁锅炉正常运行已久的送风风机及风道振动问题。针对这些情况，技术人员决定对燃气锅炉2号送风机风道进行以下改造。风道改造示意图如图3所示。

(1)根据原厂图纸原比例尺寸，重新制作并更换2号送风机风道，并将材料由原6 mm厚的Q235钢板改为4.5 mm厚的Q235钢板。

(2)沿风机出口矩形风道至90°弯头后一米水平段，在风道内十字支撑后部均增加十字导流板，用以消除风道水平激振源。于风道四角内壁焊接角铁加固，提高风道刚度，提高其通道固有的振动频率。以彻底破坏卡门涡街的形成条件。

(3)将风门挡板水平旋转180°，改变风门挡板开关方向，减小风道内流量偏差。

4 改造后效果

送风机风道改造完成后，随即安排了送风机冷态模拟运行试验。2号送风机单独试转时，风机运行基本平稳，试验记录见表3。

进口风门开启及关闭过程中，在开度30%左右时，风机振动小幅上升达到3.5 mm/s的峰值，进口风门开度大于35%时，风机振动趋于平稳。在整个试验过程中，风道振动始终平稳、未发生噪音异常升高等情况。

表3 2号送风机风道改造后单试记录

两台风机并列运行时，试验记录见表4。

表4 风道改造后并列试运记录

1号风机运行平稳，振动随开度变化不大，试验过程中平均最大振动为2.5 mm/s。2号风机在进口风门开度25%～35%时，风机振动达到峰值3.79 mm/s，当进口风门开度大于35%时，风机振动趋于平稳。在整个试验过程中，风道振动始终平稳、未发生噪声异常升高等情况。

5 结语

经过本次改造后，2号送风机风道内的卡门涡街现象被完全消除，送风机与风道运行工况远优于修前。在全负荷段均能实现风量可靠的调节，使炉内最大送风量明显增加，是锅炉出力不再受到制约，有效的保障了燃气锅炉整体蒸发量的提升。由此也进一步证明了在离心式送风机风道设计中，需全面考虑结构、流场能否有效避免卡门涡街现象的形成。

虽然两台风机在全负荷段运行能有效地避免卡门涡街对设备的危害，但在部分负荷段(2号送风机在进口风门开度25%～35%区间内)依然存在小幅共振点无法消除现象。因此，两台风机并列操作过程中要缓慢，做好预判，尽量保持风压稳定，避免大幅度波动。两台送风机并列运行时应避免长时间在共振点区间运行，选择通过风量再平衡调节或快速通过该区间的方式，保障机组的稳定运行。