中科（广东）炼化有限公司 蔡小平 尹建明 中国石油化工股份有限公司化工事业部 高建新

1 引言

某大型炼化企业热电装置配备4台450t/h高温超高压循环流化床锅炉，以满足全厂炼油及化工装置用热需求及发电用蒸汽，设计年发电量19亿kWh，供热710万吨蒸汽。该CFB炉为π型、单汽包自然循环锅炉，额定压力12.5MPa、温度540℃，锅炉本体主要结构如图1所示。

图1 锅炉三维效果图

在试运过程中，一、二次风机出口风道出现剧烈振动，最大达到61.5mm/s，测点位置如图2所示，实测数据见表1。风机出口非金属膨胀节先后撕裂多次，外护板多处开裂，风挡板执行器损坏4次。炉膛出口风压从-500Pa～+300Pa波动，引风机电流摆动达10A，水冷风室积渣严重。

图2 风机振动测点位置图

表1 风道实测振幅数据表（mm/s）

在带负荷过程中，前烟井烟道振动明显，并发出低沉轰鸣声。随着锅炉负荷增加，烟道振动越发剧烈，振幅达220μm，轰鸣达93.4dB（A），并带动尾部烟道包覆墙面、刚性梁及操作平台大幅晃动。在现场35米标高处设置4个固定监测点，具体振幅及噪音情况见表2。

表2 竖井烟道监测点振幅（μm）、噪音值﹝dB（A）﹞

锅炉烟、风道振动会造成焊口撕裂、保温层脱落等情况，当烟、风道壁面及内部支撑结构在长时间振动作用下，局部撕裂损坏后，其强度、刚度进一步降低，振幅将成倍增加[1]；同时，其他运行设备（如风机）受振动影响也会损坏，甚至内部管束间发生碰撞磨损，直至减薄泄漏，威胁锅炉运行安全。现场低沉的轰鸣噪音，危害员工身心健康[2]。

2 原因分析

锅炉烟、风道振动是一个典型问题，轻则诱发剧烈振动，重则导致局部焊口开裂或烟、风道泄漏，甚至会发生悬吊管、省煤器等受热面泄漏被迫停炉。一般是多方面共同作用的结果，如系统结构设计不合理、机械干扰、流体不稳定性、安装施工不到位、运行参数变化等，但主要原因有两个，一是由烟、风道内部结构所引起流体流动变化诱发的振动，二是烟、风道系统本身刚度不够所造成的[3]。

2.1 流体流动变化诱发振动

根据流体流量、压力、速度等参数，可将流动分为稳定流动和不稳定流动。锅炉尾部烟道或风道内的流动一般视为稳定流动，按照稳定流动的特性和数学模型来分析。根据参照物对象又将稳定流动分为外部流动和内部流动。

2.1.1 外部流动

指流体流经物体（如楼房、桥墩等）外部表面时产生的变化。其引发振动的主要原因有卡门涡流（即卡门涡街）、弹性激振以及共振等。

卡门涡流。卡门涡流是自然界中的一个普遍现象，在一定条件下流体流经某些物体（例如圆柱体）时，物体侧后部会在顺时针和逆时针两个方向周期性地产生和脱落，形成一个旋转方向相反、排列规则的双列漩涡，从而形成所谓涡流。

对于大截面烟、风道内的管束均会形成卡门涡流，交替出现的旋涡使管束后两侧压力场出现周期性脉动，形成一个与气体流动方向垂直的横向交变静推力，从而使管束产生横向激振，其交变力频率就是卡门涡街频率ƒ[4]。常采用公式（1）计算：

式中：ƒ—涡街频率，Hz；

s—试验常数，通常取0.15～0.2，管束取0.4～0.7；

ν—烟气流速，m/s；

d—管束外径，m。

弹性激振。弹性激振又称自激振动，是系统内部流体由非振动性的激发转变为振动性激发而引起的振动。其特点是流速超过某一临界点时，管子振幅急剧增大，严重时前后相邻管子发生碰撞，振动与流速、换热器结构等有关。当流体速度较高时，这种振动具有极强破坏性。

共振。指某系统所受到的激励频率与该系统的某阶固有驻波频率相接近时，系统振幅显著增大的现象，在声学上称为“共鸣”，其经常会造成重大财产损失。

一般驻波频率ƒc按简易公式（2）计算：

式中：ƒc—驻波频率，Hz；

α—流速，m/s；

λ—波长，m。

共振通常有三种情况，一是卡门涡流频率ƒ与烟、风道的驻波频率ƒc耦合产生的振动；二是卡门涡流频率ƒ与管束的固有频率一致产生的共振；三是卡门涡流频率ƒ与声驻波频率ƒc及结构固有频率三者恰好同时一致产生的共振，此时风烟系统表现出剧烈的振动和显著噪声。

该CFB锅炉产生振动及轰鸣声噪音的源头位于竖井烟道高温省煤器位置，为此对高温省煤器典型工况振动频率进行了校核，具体数据见表3。

表3 典型工况高温省煤器振动频率

在设计BMCR工况、高加全部切除工况时，卡门涡流脱落频率ƒ与烟气声柱波固有频率ƒc均偏离整数倍30%以上，不会产生共振。但在开工蒸汽吹扫阶段，由于高加、低加等换热设施未能正常投运，锅炉给水温度仅有70～90℃，导致实际给煤量、烟气量等数据偏离正常值，高温省煤器处具备了低烟温、高流速特性，涡流脱落频率ƒ与烟气声柱波固有频率ƒc接近，故而发生共振。

2.1.2 内部流动

内部流动指流体在封闭管路系统（如汽水管道和烟、风道系统）内的流动。当流体流经弯头、变径等部件时，流场、流速、压力等发生变化，从而引发系统振动。

流经变径时。流体在流经变径时受沿程阻力和局部阻力影响，会出现明显的压力损失。根据伯努利方程在流量不变情况下，流体从层流状态突变为紊流状态，从而形成连续漩涡，产生持续交变力，引发振动。

流经弯头时。在惯性离心力的作用下，在弯头外壁面弯曲处会聚集形成一片压力较高的区域，反之在弯头内壁面弯曲处则形成一片压力较低的区域，在差压的作用下，流体从靠近外壁面向内壁面方向流动，在惯性离心力和压力共同作用下就形成了涡流。

同时，在弯头左右两侧壁面附近流动的流体，在贴近壁面处压力较高但流速较慢，而中心区域则是流速较快、压力较低，同样在差压的作用下流体由外向内流动，从而在密闭管路中央部位断面形成一个双涡旋式的二次流。由于涡流和二次流的存在引起弯头部位发生振动。

对各台锅炉运行初期烟道负压和总风量数据等进行对比，具体见表4。发现左右侧负压偏差最大达1.5kPa，并发现锅炉总风量存在超标现象，锅炉BMCR工况标准风量为506t/h，而在负荷350t/h时，运行总风量平均为600t/h，最高达692t/h，偏离设计值。通过计算上下层涡流脱落频率ƒ与烟气声柱波固有频率ƒc，其比值为2.9，达到共振条件，因此对锅炉实际总风量应加以控制。

表4 各台炉竖井烟道实际负压（kPa）和总风量数据

2.2 烟、风道系统本身刚度不够

2.2.1 风道安装不合格

该CFB锅炉冷风道安装后，存在以下问题。一是风道加固肋数量不足，且加固肋与板壁间双面断续交错焊缝净距超过150mm；二是风机出口风道安装偏斜，固定拉杆松脱；三是风机出口膨胀节未能将风机振动实现有效阻隔；四是冷风道内部支撑不足。

2.2.2 烟道刚度不够

该CFB锅炉前烟井采用尾部包覆墙设计，尺寸为10520mm×5400mm的矩形通道，烟道四角采用销钉连接。由于采用悬吊结构、销钉固定且烟道尺寸大，导致烟道整体强度（刚度）不足，烟道系统不足以抵御流动引起的激振。虽然在运行中采取加固烟道、固定四角等补救措施，但在角部依然发生了泄漏，具体如图3所示。

图3 锅炉角部结构及泄漏示意图

3 具体措施

3.1 消除烟道振动

3.1.1 改变振动频率

经过计算在高温省煤器位置的竖井烟道内部加装上下两层防振隔板，每层安装4屏，每屏10块，共计80块隔板。具体位置如图4所示。

图4 防振隔板示意图

3.1.2 优化流场特性

在烟道弯头内部加装3层弧形导流板，有效改善烟道内气流分布的均匀性，消除涡流和二次流影响。

3.1.3 优化运行参数

恢复锅炉给水温度至额定215℃，控制锅炉总风量，将烟气流速降到标准范围内；在降低总风量的同时，调整一、二次风配比，满足锅炉燃烧需求。

采取上述措施后，烟道高频共振及轰鸣噪音彻底消除，现场振动值小于50μm，具体数据见表5。

表5 采取措施后竖井烟道监测点振幅μm、噪音值dB（A）

3.2 消除风道振动

在风道内部加装内撑杆，风道外侧增加肋片，交错焊缝净距控制在150mm以内；对风机出口风道重新安装，膨胀节进行调整；吊架采用双防松脱螺母结构，防止吊架松脱失效；垂直风道上安装水平限位。实施后，风道振动平均下降40%，最大降幅达60%，具体数据见表6。

表6 采取措施后风道振动（mm/s）测量数据

4 结语

通过对该装置CFB锅炉烟、风道振动原因分析，认为造成烟道振动的主要原因是共振和烟道整体刚度不足，主要与设计裕量和强度不够及实际运行工况偏离等有关，通过对烟道系统采取安装防振隔板、弧形导流板、优化运行参数等措施，烟道振幅下降80%，最大值不足50μm，彻底消除了高频振动和轰鸣噪音。风道振动的主要原因是施工安装不到位，造成风道系统整体刚度不够和风机振动的传导所致，通过对风机出口风道采取内部加装支撑、外部增加肋板等措施，振动平均下降40%，达到预期效果。