气流扰动振动及双风机抢风的故障特征分析及处理措施

    1000MW机组锅炉系东方锅炉厂DC 3033/26.15型超超临界参数锅炉脱硫系统配2台增压风机井列运行，采用国产轴流静叶可调风机．型号为TuAl8450．风机主要参数：设计最大工况风量277万m³/h．全压3450 Pa．单级叶轮．叶片数量22个，额定功率3400 kw转速为745r/min．静叶调节范围-75^。～+30^。．

    机组在低负荷运行时．增压风机易发生振动大现象，且垂直方向振动值大于水平方向，同时在静叶开度一致的情况下．2台风机经常出现lO～25A的电流偏差，而高负荷区域风机运行正常：变工况(降负荷)时．井列运行的2台增压风机存在相互抢风状况：长期的振动引起风机机壳内部支撑件和后导叶叶片疲劳破坏，入口支撑侧板断裂后随叶轮转动打击造成风机转动部件和支撑部件严重损坏，图l为已损坏的增压风机叶片。

    图2 -3为风机机壳处轴向振动时域图和频谱图．从图中可看出，振动随时问变化具有一定的准周期性．在频率273.12Hz处有一非常突出的峰值与叶片的通过频率一致，叶片通过频率为273.17 Hz．此频率振动峰值高达49mm／s，表明叶片和机壳之间的动静干涉对气流脉动影响很大．

       垂直方向振动的时域图和频谱见图4—5．从时域图上可看出，垂直方向存在明显的间歇冲击，幅值15.5g；而频谱图上以通过频率为主，峰值为1.7mm/s．同时存在其他的高频成分。

    水平方向振动时域图和频谱见图6—7．通过频率处振速为1.4mm/s．时域图的冲击值1.4g．远低于其他2个方向的振动总值，振动平稳。

    根据风机机壳振动的测量数据．振动冲击主要来自轴向和垂直方向，轴向的幅值和冲击最大，垂直方向振速正常但冲击能量很大．而风机轴承箱振动在Dcs显示未达到报警值．这正是气流脉动的特征：无论气流脉动引起机壳振动多幺强烈．风机轴承与转子的机械振动却能保持较正常状态…。

转子的高幅度机械振动能量诱发气流脉动值加大到一定程度．此时气流脉动的频率中舍有与转子基频有关的成分。从振动时域看．风机的机械系统存在巨大的激振能量．这可能与风机机壳的支撑件固有频率合拍．引起构件的共振．使叶轮人口支撑侧板在交变应力作用下疲劳断裂进而打击损坏轮毂叶片．

从表1可见．机组接近满负荷运行时增压风机静叶开度50％．风机出力裕量较大．受系统负荷的影响．机组长期调峰运行风机的静叶开度通常在35％左右．而风机叶轮叶片安装角为65^。．已接近最大位．这使长期运行在低负荷工况的风机容易落人不稳定区．
       风机的振动随负荷的下降而上升．如图8所示．在低负荷工况时静叶开度的变化易引起风机工作点落入不稳定区．说明风机振动与气流有关；在不稳定区附近．当系统出现扰动时将导致风机处于非稳定工况下工作．此时气流的脉动加剧使风机的性能恶化．进一步引起风机的强烈振动。

    增压风机采用沿2台风机中心线对称布置．垂直进气。因受场地的限制．并联风机入、出口烟道布置较紧凑无法完全对称。如图9所示，2台风机出力出现忽大忽小、大小反复切换的抢风现象．此时2台风机的振动变化周期与电流的趋势相同．交替上升下降，这与进出口烟道阻力不一致有关，当某一工况下风机稍有干扰时，并联风机的工作平衡点将被破坏，性能相同的2台风机交替在不稳定区运行发生相互抢风。

(1)针对风机内部支撑侧板厚度小．仅12mm，刚性较小的现状，更换侧板并将支撑侧板厚度增加至20mm，提高风机人口整体的支撑刚度．

(2)对2台增压风机进出口风道进行改造．在风道人口总烟道处和出口风道加设导流板改善气流分布优化进出口烟道的阻力特性。
(3)更换已损坏的整套增压风机组件．包括可调前导叶、转子部件、后导叶、风壳及支撑部件。
(4)在原叶型的基础上．对每个叶片的全上表面(叶背)、下表面两侧进行加厚强化处理．改变叶片的固有频率．避开共振区域。
(5)调整风机叶轮叶片的原始安装角度，从65^。下降至58^。．改变风机本身的性能曲线．提高风机在低负荷的适应性．避免风机运行于不稳定区。

(1)通过上述调整措施，增压风机启动运行正常．静叶开度在16％的条件下风机各向振速在1.8mm/s以下．振动平稳；改变叶片安装角后．风机低负荷工况下运行正常．表明调整后风机实际工况点距其性能曲线上的“马鞍形”区较远，低负荷工况工作点处于稳定区。
(2)建议锅炉风机选型、改造和检修时．应根据燃用煤质和各种运行工况合理确定风机裕量，使风机在稳定区域内工作：另外．对于并列运行的轴流风机烟道设计布置应尽可能采取对称或加装导流板．圆弧过渡等措施。
(3)综合增压风机实际运行中发生的振动异常现象．从风机本体、烟道系统等方面进行分析采取可行的调整措施．可大大降低增压风机低负荷时的振动速度提高设备运行的可靠性和安全性。调整取得了较好的实际效果。