引言燃煤火力发电是我国电力系统中占比最大的电源形式，锅炉是燃煤火力发电系统中将燃料（煤炭）的化学能转变为热能并进一步实现热能传递的核心设备。随着我国电站锅炉向高参数、大容量方向快速发展，锅炉单体尺寸不断增加，导致炉膛尺寸和尾部烟道尺寸不断增加。在锅炉尾部烟道内，高温烟气流经受热面蛇形管束，产生典型的气流绕流现象。气流稳定地流过管束时，会在管束的后部形成一个顺时针和逆时针交替出现的涡流，即卡门涡流。这些旋涡交替地从圆柱体两侧脱落，产生垂直于气流方向的气压脉动，气压脉动的频率与卡门涡流脱落的频率一致，卡门涡流脱落的频率与气流速度成正比、与圆柱体直径成反比。在锅炉尾部烟道，烟气流经受热面管屏的过程中常会产生既垂直于管束轴线又垂直于气流流动方向的声学驻波。这种驻波会在壳体内壁之间穿过管束来回反射，是一种典型的疏密波，具有固定的波腹和波节点，烟道驻波的形状通常只取决于烟道宽度[1-2]。管束中的卡门涡流的脱落频率与管束间声学驻波的固有频率耦合时，会诱发烟气柱发生强烈的自激振动。发生上述声学振动情况时，通常伴随着较为强烈的噪声，烟气柱的振动引起炉墙振动，甚至整台锅炉的振动，从而影响设备的安全稳定运行。我国新疆地区已投运的大容量燃气热水锅炉普遍存在锅炉振动问题[3]。燃煤火电锅炉普遍存在尾部烟道振动问题。楼杰[4]等对某1 900 t/h锅炉在再热器挡板开度为30%~35%和45%~70%范围内的烟道振动问题进行分析计算，发现导致烟道振动的主要原因是卡门涡流脱落频率接近设备的声学驻波频率，使其产生高频共振，振动频率为31.25 Hz和25.25 Hz。王礼鹏[5]对某1 000 MW锅炉引风机出口烟道振动问题进行研究，测定了振动频率为61.3 Hz。此外，还有很多学者对其他容量锅炉发生的烟道振动问题进行了研究，根据研究结果，烟道振动均为声学振动诱发所致[6-10]。文中选择一台1 050 MW超超临界燃煤锅炉进行尾部烟道振动试验，记录测试数据，并通过理论计算证明其振动类型，探究改造方式。1锅炉设备概况某锅炉为1 050 MW超超临界参数、变压运行直流炉、对冲燃烧方式、固态排渣、单炉膛、一次再热、平衡通风、露天布置、全钢构架、全悬吊、π型布置。锅炉主要参数如表1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.T001表1锅炉主要参数项目BMCR过热蒸汽流量/(t/h)3 130过热蒸汽压力（表压）/MPa27.46过热蒸汽温度/℃605再热蒸汽流量/(t/h)2 536.52再热蒸汽压力（表压）/MPa4.97再热蒸汽压力（表压）/MPa4.77冷再热蒸汽温度/℃345热再热蒸汽温度/℃603给水温度/℃303锅炉尾部为双烟道结构，前烟道布置低温再热器受热面，后烟道依次布置低温过热器受热面和省煤器受热面，烟气挡板主要用于调节锅炉再热蒸汽温度。根据锅炉原设计参数，前烟道横截面尺寸为5.49 m×32.67 m，低温再热器管屏排数为296排，横向节距为114.3 mm，纵向节距为76 mm。后烟道横截面尺寸为9.14 m×32.67 m，低温过热器管屏排数为296排，横向节距为114.3 mm，纵向节距为76 mm。锅炉尾部烟道结构如图1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.F001图1锅炉尾部烟道结构锅炉在实际运行过程中出现了较为明显的烟道振动现象。机组负荷在950 MW及以上工况运行时，再热器烟气挡板开度维持在30%以下，尾部后竖井烟道振动明显，伴随着较为明显的噪声。实际调整过程发现，增大再热器烟气挡板开度将引起再热器减温水用量增加，甚至出现再热器超温问题，对再热器受热面的安全运行非常不利。进一步关小再热器烟气挡板开度则会加剧锅炉尾部烟道的振动现象，对锅炉本体的安全稳定运行非常不利。2烟道振动试验测试为了确定烟道振动发生工况下的具体参数，进行现场试验测试，机组负荷稳定在1 000 MW工况下，调节低温再热器侧烟气挡板由40%开度逐渐关小。挡板开度在35%以下时开始出现烟道振动现象，试验人员在30%开度和20%开度时进行振动特性测试，烟道振动试验数据如表2所示。随着烟气挡板开度逐渐减小，烟道振速、振幅均升高。挡板开度为30%和20%工况下的振动频率分别为24.7 Hz和26.5 Hz；振幅（较大值）分别为10.38 μm和19.79 μm；振速（较大值）分别为1.38 mm/s和3.43 mm/s。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.T002表2烟道振动试验数据挡板开度/%参数测点1测点220振速/(mm/s)1.373.43振幅/μm10.1319.79频率/Hz26.526.530振速/(mm/s)0.571.38振幅/μm6.0610.38频率/Hz24.724.7试验期间锅炉主要运行参数如表3所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.T003表3试验期间锅炉主要运行参数项目数值机组负荷/MW1 000过热蒸汽温度/℃601.3热再热蒸汽温度/℃602.1给水温度/℃299.6给水流量/(t/h)2 902.6运行氧量/%2.69/3.16燃料量/(t/h)450.8总风量/(t/h)3 069.9磨煤机投运台数63声学振动特性计算分析烟道驻波的波长与烟道宽度B有关，烟道驻波频率fs,n为：fs,n=nc2B (1)式中：fs,n——驻波频率，Hz；n——谐波数；c——当地声速，m/s；B——烟道宽度，m。当地声速c为：c=KRT (2)式中：K——气体绝热指数，烟气为1.33；R——气体常数，烟气为280 J/(kg·K)；T——热力学温度，K。卡门涡流脱落频率fk为：fk=St×wd (3)式中：fk——卡门涡流脱落频率，Hz；St——斯特罗哈数；w——气流平均流速，m/s；d——管子直径，m。4计算结果及分析烟道驻波谐波频率计算结果如表4所示。锅炉低温再热器烟道宽度为32.67 m，试验工况下的入口烟气温度约为680 ℃，出口烟气温度约为377 ℃，计算得到低温再热器进、出口烟道3级谐波的频率为22.6~27.4 Hz，该频率区间与20%开度和30%开度的试验结果均吻合。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.T004表4烟道驻波谐波频率计算结果项目数值项目数值烟道深度/m5.49烟道入口1级谐波/Hz9.1烟道宽度/m32.67烟道入口2级谐波/Hz18.3烟道入口烟气温度/℃680烟道入口3级谐波/Hz27.4烟道出口烟气温度/℃377烟道入口4级谐波/Hz36.5气体常数/[J/(kg·K)]280烟道出口1级谐波/Hz7.5烟道入口声速/(m/s)596.4烟道出口2级谐波/Hz15.1烟道出口声速/(m/s)492.6烟道出口3级谐波/Hz22.6平均声速/(m/s)544.5烟道出口4级谐波/Hz30.2试验工况下，再热器侧烟气挡板开度为20%时，卡门涡流脱落频率计算结果如表5所示。低温再热器侧烟气份额约为25%，对应的烟气量约为856 t/h，低温再热器进出口烟气温度分别为680 ℃和377 ℃，低温再热器进、出口的烟气流速为7.20 m/s和4.91 m/s。低温再热器管排横向节距为114.3 mm，管道直径为57 mm，对应的斯特罗哈数为0.27。计算得到卡门涡流脱落频率为23.3~34.1 Hz，该频率区间与20%开度和30%开度的试验结果均吻合。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.T005表5卡门涡流脱落频率计算结果项目数值项目数值烟道深度/m5.49斯特罗哈数0.27烟道宽度/m32.67烟气总量/(t/h)3 424管屏布置方式顺列低再侧烟气份额/%25管屏排数296低再入口烟气流速/(m/s)7.20管子直径/mm57低再出口烟气流速/(m/s)4.91横向节距/mm114.3低再入口卡门涡流脱落频率/Hz34.1纵向节距/mm76低再出口卡门涡流脱落频率/Hz23.3烟道驻波频率、卡门涡流脱落频率和实测烟道振动频率的关系如图2所示。文中锅炉尾部烟道振动现象是典型的声学共振诱发的烟道振动问题。随着低温再热器侧的烟气挡板开度逐渐关闭，低温再热器侧烟气份额逐渐下降，烟气流速降低，对应的卡门涡流脱落频率逐渐降低，并逐渐接近烟道驻波的3级谐波的固有频率区间，最终诱发声学共振现象。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.F002图2烟道驻波频率、卡门涡流脱落频率和实测烟道振动频率的关系根据声学共振的基本原理及特点，为了抑制这种气体的振动，必须使振动系统失谐。通常在烟道的宽度方向装设若干隔板，将烟道分隔成若干小的气室，使各气室所具有的声驻波固有频率大于卡门涡流的最大频率，一般将气室的固有频率提高到100 Hz以上，以防止振动的发生。针对本项目中烟道宽度为32.67 m的几何结构，将原气室进行分割，提高烟道驻波的固有频率。根据试验工况进行了改造后气室几何结构的计算，烟道驻波频率与烟道宽度的关系如图3所示。若严格将小气室宽度分割到1级谐波的固有频率大于100 Hz以上，单个小气室的烟道宽度应不大于2.97 m，现有烟道需增设10块以上分割隔板。此外，由于本项目实测的振动工况下的卡门涡流脱落频率为24.7 Hz和26.5 Hz，改造后烟道的固有频率避开此区间也可确保烟道不发生振动现象，考虑一定的安全余量后，单个气室宽度小于6.53 m即可实现（对应图3中黑色竖线），即原烟道内增设4块分割隔板。10.3969/j.issn.1004-7948.2024.01.031.F003图3烟道驻波频率与烟道宽度的关系5结语文中通过试验测试了某1 050 MW锅炉尾部烟道的振动特性，并记录试验期间的各种参数，通过理论计算发现烟道驻波频率与卡门涡流脱落频率在24.2~27.9 Hz区间内出现了重合，并与试验测试振动频率24.7~26.5 Hz吻合，确定了烟道振动类型为声学共振。根据声学振动的特点，提出在烟道内增设4块分割隔板，使烟道驻波频率有效避开卡门涡流的脱落频率，起到防止烟道振动的目的。在烟道内增设10块以上的分割隔板可以确保烟道驻波1级谐波的频率大于100 Hz，同样可有效防振，但改造工程量增加。