軸流送風機葉片斷裂事故分析及對策

趙世偉， 胡雪梅， 李 燁， 王 體， 王川川

（國家電投河南電力有限公司平頂山發電分公司， 河南 平頂山 467312）

0 設備概況

某超超臨界鍋爐配置的2 臺軸流送風機為ANN-3120/1600N 型動葉可調軸流風機， 送風機本體主要由轉子部分、 定子部分、 軸承箱、 液壓調節系統、 自動調節裝置、 聯軸器等組成。 風機設置1 級葉輪， 配置26 片可調動葉片， 直徑3 120 mm， 可調范圍15°～55°， 不銹鋼防磨板通過螺釘固定在鑄鋁合金葉片進氣側兩邊， 以提高葉片防磨效果[1]。 風機入口風壓-381 Pa， 出口風壓3 972 Pa， 風機設計效率85.7%。 該送風機于2010 年投運， 累計運行約3.6 萬h。

2015 年9 月， 送風機正常運行過程中軸承振幅突然增大， 鍋爐燃燒工況惡化， 鍋爐MFT（主燃料跳閘）保護動作， 停運檢查發現送風機動調葉片組全部斷裂損壞， 損壞的葉片及螺栓散落于風機出、 入口風道內， 整套葉片全部報廢， 風機機殼局部被擊損傷、 導葉變形， 風機損壞情況如圖1所示。

圖1 風機受損情況

1 事故過程

風機事故前機組負荷580 MW， 協調正常投入， 鍋爐氧量自動投入， A/B 送風機動葉調節開度分別為32%和31%， 電流為58 A 和55 A， 爐膛前墻上、 中層， 后墻中、 下層4 臺制粉系統運行。 A 送風機軸承水平/垂直振動突升至20 mm/s，電流突升至67.2 A， 隨后降至48.5 A 穩定； 2 臺送風機出口風壓分別由1.3 kPa 和1.2 kPa 快速降至0 kPa， 鍋爐大風箱壓力由0.3 kPa 快速降至-1.07 kPa， 爐膛負壓快速降至-1 070 Pa， 鍋爐燃燒狀況惡化， 各運行磨煤機火焰監視強度信號減弱， 爐膛火焰監視開關量信號消失， 全爐膛火焰喪失， 鍋爐MFT 保護動作。

2 事故原因分析

鑒于此種情況， 主要從以下幾點分析事故原因： 一是風機軸承箱基礎松動， 導致振動跳變[2]；二是動葉調節裝置異常， 調節同步性差， 造成振動跳變； 三是動葉損壞， 某一片或幾片葉片損壞使得風機動平衡被打破， 葉片全部受損后振動跳變， 此情況將導致風機出力大大降低。

2.1 運行工況分析

查閱該送風機歷史運行記錄， 軸承水平/垂直振動值在2 mm/s 左右， 均在正常范圍內， 歷史記錄均未發現喘振報警信號， 事發前風機各運行參數無異常報警， 可排除運行操作導致的事故。機組負荷769.7 MW 工況時， A 送風機動葉調節開度46.3%、 電流73.4 A、 出口風壓2.069 kPa、軸承水平1.140 mm/s、 垂直振動1.007 mm/s， B送風機動葉調節開度46.2%、 電流73.7 A、 出口風壓2.077 kPa、 軸承水平1.528 mm/s、 垂 直 振動0.008 mm/s； 負荷993.9 MW 工況時， A 送風機動葉調節開度56.2%、 電流92.0 A、 出口風壓2.794 kPa、 軸承水平2.024 mm/s、 垂直振動1.316 mm/s，B 送風機動葉調節開度56.0%、 電流91.9 A、 出口風壓2.864 kPa、 軸承水平1.595 mm/s、 垂直向軸承振動0.003 mm/s。 查閱送風機運行特性曲線， 588.6 MW 負荷工況時， 風機實際運行工況點與風機理論失速曲線點較遠， 風機在安全區域內工作。

2.2 風機檢查及事故原因推斷

2.2.1 送風機外觀檢查

檢查風機軸承箱基礎完好， 無松動現象； 風機油站油壓、 油溫、 油位等參數均未見異常； 風機入口風道濾網無堵塞， 濾網表面無損傷； 風機出口擋板門連接完好， 動作到位（聯鎖已處于全關位置）； 動葉調節機構連接完好， 控制裝置基礎完好， 且處于全關位。

2.2.2 送風機內部檢查

風機葉片斷裂， 風道內葉片碎塊、 固定螺栓斷裂較多， 且機殼被擊傷、 發生變形； 送風機軸承箱輪轂側地腳螺栓斷裂， 且接觸臺板損傷； 風機出、 入口風道內發現葉片碎塊和葉片固定螺栓。

2.3 事故情況分析

根據系統內檢查情況未發現異物進入， 可排除異物進入打傷葉片的可能[3]， 結合運行參數變化， 風機調節機構運行中無卡澀， 調節油壓正常，可排除調節裝置異常、 葉片根部承受應力過大造成的葉片損壞。

風機軸承振動未發現有突變或逐漸增大的情況， 軸承振動數值在葉片斷裂瞬間突變， 經分析可以排除風機因喘振、 失速等異常運行工況或葉根固定螺絲脫落， 導致葉片受到較大的動應力而造成的葉片斷裂失效事故[4-5]。

事故過程應為： 某一片或幾片葉片損壞導致風機動平衡被打破， 其余葉片被打斷瞬間軸承振動達最大值， 風機出力喪失， 系統返風將部分碎葉片和螺栓吹送至入口風道。

2.4 葉片斷裂失效綜合分析

為查明送風機葉片斷裂原因， 將斷裂的送風機葉片送至權威機構進行力學分析， 通過拉伸、硬度和沖擊試驗， 結果如表1 所示， 樣品硬度和抗拉強度符合國標GB/T 1173-2013 中對鑄鋁合金材質的強度要求[6-7]， 抗拉伸及沖擊試驗中， 試件伸長率和沖擊吸收功偏低， 伸長率略低于國標對該中材質的要求， 導致葉片材料塑性和韌性相對下降[8]， 但不足以導致該材料失效， 因此可以忽略不計。

表1 葉片樣品力學性能

其中一片斷裂葉片沿葉根截面斷裂， 斷面有2 處局部碰磨痕跡， 顆粒較粗糙， 顏色呈現灰暗無光澤特征， 局部斷面密集氣孔類鑄造缺陷特征明顯， 斷面分布有紅黃色的砂粒類物質[9-10]， 此缺陷大大降低葉片的機械性能和抗斷裂強度， 是導致葉片斷裂的主要原因， 如圖2 所示。 經綜合分析認為： A 送風機動葉片部分位置存在較大面積的鑄造類缺陷是造成葉片斷裂的主要原因， 風機運行的交變應力使缺陷葉片周圍產生應力集中，交變應力長期作用下最終導致材料疲勞失效[11]，葉片瞬間斷裂導致其余葉片被打斷， 整套葉片全部報廢。

圖2 鑄造缺陷

2 臺送風機累計運行小時數均為3.6 萬h 左右， 擴大檢查發現其它3 臺同型號的送風機動調葉片也普遍存在不同程度裂紋， 說明該批次風機葉片已經達到甚至超過其安全使用壽命， 但其設計使用壽命為5 萬h， 進而說明葉片在加工制造過程中存在一定的先天性缺陷， 但A 送風機葉片首先斷裂， 與葉片本身存在的先天性缺陷的大小和分布情況有關， 并且與風機的實際運行工況也有很大關系。

2.5 風機運行工況分析

根據多年來送風機的運行實際， 該風機存在設計裕量偏大的問題， 風機在低負荷運行時動葉調節開度只有20%（已采取邏輯限制， 否則開度會更小）， 已進入不穩定區運行， 在該工況運行對風機會造成一定損壞[12]， 風機運行區域如圖3所示。 因此推斷， 這次送風機葉片斷裂事故跟風機低負荷運行工況不穩定有一定關系。

3 處理對策

圖3 送風機低負荷運行區域

綜合以上原因分析， 送風機葉片斷裂損壞的主要原因是葉片加工制造過程中存在的鑄造類缺陷[13-16]， 加上低負荷時風機運行工況不穩定， 葉片長期在交變應力作用下產生疲勞裂源， 并不斷擴展， 直至個別葉片斷裂失效， 損毀整套葉片。

針對這次送風機葉片斷裂事故原因， 對風機轉子及葉片進行整體更換， 更換為新的高效鍛造葉片， 既能保證風機運行的安全性， 又可提高風機運行效率， 改造后的風機性能曲線對比如圖4所示。

圖4 送風機葉片換型前后性能對比

風機葉片換型后， 額定負荷風機效率84%，75%負荷風機效率80%， 50%負荷風機效率65%，平均風機效率可以提升15%； 同風機運行工況下較葉片換型前， 動葉開度整體增加5%～8%， 改造后風機在額定工況下的壓力裕度、 流量裕度均能滿足運行要求。

4 結語

送風機葉片損壞事故發生后， 對風機轉子及葉片進行了整體更換， 葉片更換為新設計的動葉片， 材質為高強鍛鋁， 葉片外表僅作防磨噴涂，不設置防磨板。 在安裝前對葉片進行了全面的金屬檢測， 并將所有風機葉片列入定期專項檢查計劃， 定期檢查， 防患于未然； 根據風機運行情況，制定葉片檢查方案， 使用不同的探傷手段對葉片組織情況進行監控， 避免個別葉片斷裂造成整套風機葉片損壞的惡性事故再次發生。

該送風機改造后的試驗結果表明， 各項運行指標均達到設計要求， 實現安全、 經濟、 平穩、可靠的長周期運行。 此次改造成功解決了送風機選型裕量大、 運行效率偏低和安全可靠性低等問題， 可為同類型風機的技術改造提供借鑒。