大型风机及风道系统运行分析及技术对策

姚鸣，徐颂梅

(江苏省电力科学研究院有限公司，江苏南京210036)

摘  要：分析了影响锅炉一次风机及风道系统安全经济运行的主要原因，并提出了相应的解决方案。确认一次风机运行电耗偏高的主要原因是风机实际运行效率较低及风机选型裕量偏大，风道系统振动的主要原因是风机叶片入口气流发生旋转失速和风机入口集流器内部存在中心诱导涡流所致。预计解决方案实施后，锅炉风道振动幅值和风机运行电流将显著下降，制粉系统通风电耗也将随之下降，节电效益相当可观。

关键词：风机；风道系统；安全经济运行

中图分类号：TK223.26文献标识码：B文章编号：1001—9529(2003)08—0054—03

苏州工业园区华能发电有限公司2号炉是上海锅炉厂设计制造的SG一1025/18.3-M845型亚临界强制循环燃煤锅炉，配用5套HP一843型中速磨冷一次风机正压直吹式制粉系统。一次风机采用沈阳鼓风机厂生产的G9—2×36No.14.5F型双吸人双支承离心式风机，设计风量为71.72m²/s，风压为12527Pa，设计转速为1490r/min，风机出力采用人口百叶窗进行调节。

2号炉自投产后，一次风道系统就一直存在着剧烈振动现象，长期强烈振动导致风道多处撕裂，同时由于一次风机出力裕量偏大，在机组满负荷运行工况下，风机人口风门开度仅为30～40，造成风机实际运行效率较低，导致制粉系统通风电耗偏高(约为20kW·h/t)。

1.风机运行特性与风道振动特性试验

为进一步了解风道系统振动的具体原因和风机的实际运行特性，提高风机及风道系统安全经济运行水平，进行了风机热态特性试验和风道系统的振动特性测试，测试结果见表1～表2

2.试验结果分析与评价

2.1一次风机热态特性试验

(1)在风机量大出力运行工况下，实测A、B一次风机风量分别为28.61×10⁴m³/h和20.99×10⁴m³/h，平均风量为24.80×10⁴m³/h（68 .89m³/s）；实测风机全压分别为10715Pa和11431Pa，平均全压为11073Pa，风量与全压的实测值基本接近风机的设计值。

(2)在风机最大出力运行工况下，实测A、B一次风机全压效率分别为70.88和58.75%，平均全压效率为64.82，尚未达到风机的设计效率(81)。

(3)在风机正常出力运行工况下，实测A、B一次风机风量分别为6.91×10⁴m³/h和11.82×10⁴m³/h，平均风量为9.37×10⁴m³/h(26.03m³/s)；实测风机全压分别为9825Pa和9873Pa，平均全压为9849Pa。在该工况下，风机实测总风量为228.2t/h，磨煤机入口总风量(表计)的平均值为236.02t/h，两者数据基本相符。

(4)在风机正常出力运行工况下，实测A、B一次风机全压效率分别为23.16和45.78，平均全压效率仅为34.47%，风机实际运行效率较低是导致制粉系统通风电耗偏高的主要原因。

(5)由试验数据可以看出，一次风机出力裕量偏大。在机组满负荷运行工况下，一次风机入口

百叶窗风门开度仅为30和38，风机的运行经济性较差。同时，风机长期在低负荷工况下运行也

会导致风机内部气流脉动增加，使风机叶片长期经受气流交变应力的作用，影响到风机运行的安

全性。

(6)建议对风机叶片直径进行切割处理，消除风机过大的富裕量，以降低制粉系统的通风电耗，提高风机安全经济运行水平。依据机组的运行情况，在机组满负荷运行工况下(4台磨煤机运行)，磨煤机入口总风量约为236.02t/h，取为250t/h。考虑到锅炉燃用煤质变化等原因，若5台磨煤机同时运行，则约需一次总风量为312.5t/h，假定空预器一次风漏风率为30%，一次风机裕量储备系数为1.2，磨煤机进口冷/热风分配份额为30%/70%，则所需一次总风量约为487.5t/h，单台一次风机所需风量为243.75t/h。风机最大平均试验出力为299.43t/h，当一次风机最大出力降至243.75t/h时，约需切割风机叶片直径165mm(半径方向为82.5mm)，切割百分比为11.38。叶片直径切割前/后风机特性参数计算见表3。

叶片直径切割后，在入口风门100%开度下，风机运行电流下降35A；在机组满负荷运行工况下，风机运行电流下降约17A。当5台磨煤机同时运行时，每台磨煤机可分配的最大通风量可达75t/h，大于磨煤机最大通风量的设计值(68.1t/h)；此时一次风管的计算风速为27.37m/s，完全满足一次风管设计风速24.5m/s的要求，风管风速的裕量系数为1.117。

2.2 锅炉风道系统振动特性试验

2.2.1 依据风道系统振动特性试验的结果，得出一次风道振动特点

(1)振动发生部位为风机出口扩压管段及整个出口风道，振动最大部位为风机出口扩压管段上部5号测点处，最大振动幅值在2500цm以上。

(2)风道振动状况与风机入口风门的开度有关，当风机入口风门开度<3O时，风道振动剧烈；开度>309/5时，风道振动幅值明显下降。

(3)风道管壁的主要振动频率为17Hz及其三倍频51Hz，同时也存在62Hz频率的振动。

2.2.2风道系统振动原因

根据振动特性试验结果，认为锅炉风道的振动主要是由于风机叶片入口气流发生旋转失速引起的，同时风机入口集流器内部存在中心诱导涡流也是引发风道系统振动的一个重要原因。

(1)旋转失速所引起的锅炉风道振动主要发生在采用入口百叶窗调节的风机上，振动部位通常在风机进口风箱和出口风道上。当风机调节挡板开度在0～30时，风道振动剧烈；挡板开度超过3O9/5时，风道振动恢复正常值。振动产生的压力波脉动频率为风机转速频率的2/3或2/3的整数倍。

试验实测一次风机转速为1496r/min，其工频为24.933Hz，2/3倍工频为16.622Hz，与试验振动主频率17Hz及其三倍频51Hz基本相符。

(2)风机入口集流器内部存在中心诱导涡流所引发的锅炉风道振动主要发生于采用进口风门调节的大型风机上，振动部位为风机机壳及其出口管道。振动现象仅发生于风机中等负荷的情况下，即风机入口风门开度一般为3O～7O时发生，其中开度为5O时振动最大，开度<3O或>7O时，振动明显减弱，振动产生的压力波脉动频率为风机转速频率的2.5倍。

试验实测一次风机转速为1496r/min，其二倍半频率为62.333Hz，与现场实测的气流脉动频率62Hz相吻合。

2.2.3消除振动的技术措施

(1)在锅炉启动初期，尽快开大风机入口百叶窗挡板的开度，使风机迅速超越失速区或低流量区域。如果风机不可避免地在低流量工况下运行时，可采用风机出口挡板进行调节。

(2)将风机入口百叶窗调节方式改为伞型导流器(或轴向导流器)调节方式，并在风机入口集流器内部加装叶片整流器。

(3)将风机入口百叶窗调节方式改为变速调节方式，并在风机入口集流器内部加装叶片整流器。

(4)对风机叶轮进行技术改造，选用失速区域较小的风机叶轮。

3 几点建议

(1)2号炉一次风机出力裕量偏大，风机长期在低负荷工况下运行不但经济性较差，同时也会使风机内部气流脉动增加，从而影响到风机运行的安全性。建议对一次风机叶片直径进行切割处理，经计算约需切割风机叶片直径165mm。风机叶片直径切割后，在机组满负荷运行工况下，风机运行电流约下降17A，风机全压效率约提高25，制粉系统通风电耗将由20kW·h/t下降至16kw·h/t。若以机组年平均运行7000h，电费0.30元/(kw·h)计算，每台风机年平均节电107.48×10⁴kW·h，两台风机年平均节电效益为64.49万元。

在进行风机叶片直径切割时，应特别注意保证叶片出口安装角不变，只切割风机叶片，保留风机叶轮前盘和中盘，以加强前/中盘对风机叶片出口气流的引导作用。

(2)风机叶片入口气流旋转失速和风机入口集流器内部存在的中心诱导涡流是引发锅炉风道振动的主要原因，可根据现场情况采取改变风机出力调节方式、在风机入口集流器内部加装叶片整流器或对风机叶轮进行技术改造等措施。

(3)风机叶片入口气流旋转失速，不仅使叶片的空气动力性能发生恶化，同时还会使风机各叶片受到循环交变应力的作用，极易发生叶片疲劳损坏，造成飞车事故，因此风机不允许在失速工况下长期运行。

(4)风机入口集流器是风机设备的一个重要组成部分，集流器的空气动力状况直接关系到风机叶轮入口处的速度场分布，集流器本身的流动阻力损失更是直接影响到风机的有效压头。因此，集流器工作情况的好坏直接关系到风机的运行状况，对风机的运行经济性有较大的影响。

(5)加装叶片整流器是消除风机入口集流器内部中心诱导涡流的一个行之有效的方法，不仅可以彻底消除由于风机入口集流器内部存在的中心诱导涡流所引发的锅炉风道振动，而且还可以改善风机叶轮的进气条件，降低气体在集流器内部的流动阻力损失，并使风机的运行经济性得到

进一步提高。

(6)目前国内有许多风机由于结构设计方面的原因，风机入口集流器内部存在较大的涡流区，虽然该涡流脉动未引起锅炉风道的振动，但对风机设备的经济运行影响较大，因此对人口风门调节的离心风机也可以采用加装叶片整流器的方法来改善风机的运行状况，提高风机整体的经济运行水平。

参考文献：

[1]郭立君.泵与风机[M].北京：水利电力出版社，1986.

[2]杨佐林.锅炉附属设备启动调试EM].北京：水利电力出版社，1990.

作者简介：姚鸣(1969一)，男，高级工程师，从事电站锅炉辆机的节能技术研究及设备改造工作。