彭永強，李亞軍

(大唐湖南先一能源管理有限公司，湖南 長沙410007)

受煙氣酸露點及煙囪擴散最低溫度限制，火電廠燃煤鍋爐設(shè)計排煙溫度一般在130 ℃以上，由此帶來的排煙熱損失超過5%，加上受熱面積灰、結(jié)焦、結(jié)垢導(dǎo)致?lián)Q熱性能劣化、燃燒器配風不良、入爐燃料偏離設(shè)計狀態(tài)、夏季環(huán)境高溫等問題。使實際排煙溫度更高，排煙熱損失甚至達到8% ～10%，嚴重降低了鍋爐運行經(jīng)濟性。

同時，高溫的煙氣對布袋除塵器造成很大安全威脅，運行中布袋損壞會造成除塵效果變差，煙塵排放增加;對采用電除塵器的電廠，在180 ℃以下，隨著排煙溫度升高，粉塵比電阻上升，也會降低除塵效率。據(jù)了解，南方某電廠因排煙溫度偏高，因高溫脆化損壞、噴水減溫不當布袋損壞更換布袋成本超過100 萬元/年。

此外，當前電廠普遍采用濕法脫硫系統(tǒng)，由于最佳反應(yīng)溫度僅為60 ℃左右，過高的排煙溫度需要噴入大量的冷卻水，造成水資源浪費及相應(yīng)泵水電耗。因此，降低火電廠鍋爐排煙溫度、回收煙氣余熱無論對機組安全經(jīng)濟運行、還是環(huán)保等各個方面都有著積極影響。

2012 年，采用改進型低壓省煤器應(yīng)用復(fù)合相變技術(shù)、在某600 MW 燃煤機組進行節(jié)能改造，在保證受熱面安全的基礎(chǔ)上，將排煙溫度成功從130℃降低至105 ℃左右，取得了良好的節(jié)能效果。

1 方案介紹

2 ×600 MW 亞臨界#1 機組在2006 年4 月投產(chǎn)發(fā)電，鍋爐為DG2030/17.6 -Ⅱ3 型鍋爐，亞臨界壓力、中間一次再熱、自然循環(huán)，雙拱單爐膛W型火焰鍋爐。鍋爐設(shè)置2 臺豪頓華“32 VN (T)1600 型”三分倉回轉(zhuǎn)再生式空氣預(yù)熱器，實際年均排煙溫度約為140.7 ℃。

2012 年9 月，在#1 機組脫硝項目中對空預(yù)器進行增容改造，預(yù)計排煙溫度為130 ℃，仍然存在節(jié)能空間。

此次改造采用并聯(lián)布置方式，低壓省煤器從#6低加進口取水，設(shè)計工況下(機組600 MW 負荷)，來自#6 低加進口853 t/h 的凝結(jié)水在低壓省煤器中被加熱至105 ℃左右，與#6 低加出水匯合進入下一級加熱器，在汽輪機熱力系統(tǒng)連接示意圖如圖1。

受機組負荷影響，凝結(jié)水溫度會相應(yīng)變化，根據(jù)汽輪機熱平衡圖及實際運行數(shù)據(jù)，60%ECR 工況時，#6 低加進口水溫僅70 ℃左右，比實際煤種對應(yīng)的煙氣酸露點溫度(89 ℃)低很多，如果采用傳統(tǒng)的翅片管屏低壓省煤器，進水段管屏?xí)霈F(xiàn)較嚴重的酸腐蝕。而考慮煙溫匹配情況，換熱器無法做到與#5 低加并聯(lián)以獲取更高的進水溫度。

為解決這一難題，采用如圖2 所示的改進型低壓省煤器系統(tǒng)。

受改造空間限制，該系統(tǒng)的換熱器安裝于引風機出口煙道上，相對煙氣流呈整體逆流布置，分低溫段和高溫段;煙氣依次流經(jīng)此放出熱量，凝結(jié)水則依次流經(jīng)此加熱到需求溫度。

高溫段為外螺旋翅片強化換熱蛇形管屏，與傳統(tǒng)低壓省煤器系統(tǒng)中換熱器型式相同。

低溫段換熱器采用復(fù)合相變換熱器(以下簡寫成FXH)，也是解決此次節(jié)能改造難題的核心部件。FXH 是基于熱管原理的一種換熱器，分為相變上段和相變下段，相變下段采用外螺旋翅片強化換熱、多管并行、豎置直管束、聯(lián)箱組合，安裝在煙道內(nèi);相變上段為U 型管殼式換熱器，安裝在煙道上方。相變上段的殼程與下段之間通過下降管和上升管聯(lián)系在一起，成為一個密閉空間，內(nèi)部充有一定量的潔凈水作為工作介質(zhì)。工作時，水在相變下段中被加熱成飽和狀態(tài)，蒸汽通過上升管從頂部進入相變上段的殼程，與管程中走的凝結(jié)水進行表面式換熱，釋放出汽化潛熱，從汽相變成液相，冷凝水在重力作用下向下流動，經(jīng)安裝在相變上段殼程底部的下降管回流至相變下段，形成“蒸發(fā)—冷凝”的密閉循環(huán)。由于循環(huán)介質(zhì)始終處于汽液共存的飽和狀態(tài)，處于煙道內(nèi)部的相變下段管壁溫度與汽水飽和溫度一致，均勻穩(wěn)定，通過改變流經(jīng)上段的凝結(jié)水流量，可以改變FXH 內(nèi)密閉循環(huán)的飽和壓力和飽和溫度。

由此可見，作為低壓省煤器低溫段的FXH 將凝結(jié)水與煙氣的換熱隔離開，煙道內(nèi)的受熱面溫度均勻穩(wěn)定在酸露點之上，經(jīng)FXH 初步加熱的凝結(jié)水溫度達90 ℃，保證了在煙道內(nèi)的低壓省煤器高溫段受熱面壁溫也高于煙氣酸露點，設(shè)備可以長周期安全運行不發(fā)生低溫腐蝕。

因單臺低加壓差偏小，為保證流量足夠，在進水管道上設(shè)置有一運一備2 臺升壓泵。

2 典型問題分析

2.1 運行數(shù)據(jù)統(tǒng)計

從表1 數(shù)據(jù)可知:冬季工況下、機組600 MW負荷時，換熱器煙氣壓差約為0.5 kPa，煙溫降低22.53 ℃。在其他季節(jié)，隨著環(huán)境溫度、排煙溫度及換熱溫差升高，換熱效果會更好。

表1 系統(tǒng)運行數(shù)據(jù)統(tǒng)計表

2.2 節(jié)能效果分析

理論上說，現(xiàn)場熱耗對比試驗是檢驗改造效果的最佳方法，但實際上，因受限于現(xiàn)場表計精確度、機組運行中各種擾動等影響，即使采用精度最高的ASME PTC6 全面熱力試驗，不確定度仍然高達0.25%，按機組實際熱耗率8 000 kJ/kWh 計算，將存在20 kJ/kWh 絕對值偏差，如此大的偏差，對于機組整體熱耗評價的影響可以忽略，對于大規(guī)模的綜合改造、升級、提效效果評價也影響不大，但是對部分小節(jié)能量的節(jié)能改造，適用性和準確性欠佳。

利用等效熱降理論評價火電機組熱力系統(tǒng)小改造、參數(shù)小變化帶來的經(jīng)濟性影響已經(jīng)比較成熟，并且分析時可以排除機組擾動等復(fù)雜因素影響，采用差值對比法分析改造前后變化時，對測點精確度也不是太敏感，相比于現(xiàn)場熱效率試驗方法更具優(yōu)越性〔1〕。

2.2.1 抽汽做功量計算

#1 機組#5，#6 段抽汽做功效率分別為23.3%和17.0%，因此有:

由于試驗時實際回水溫度105.2 ℃，與#6 低加出口103.2 ℃的凝結(jié)水混合后，混合后溫度為104.4 ℃，#5 低加吸熱量因此有所減少，按照與#6段抽汽同樣的方法，可以得出節(jié)省#5 段抽汽增加發(fā)電功率為464.7 kW。

因此，低省系統(tǒng)投運后節(jié)省抽汽增加發(fā)電出力為:

2.2.2 引風機耗電增量計算

引風機電耗受爐膛負壓控制值、機組負荷、過量空氣系數(shù)、煙道及空預(yù)器漏風量、風機調(diào)節(jié)方式、電流表計分辨率、工況擾動等影響，在小節(jié)能改造項目中，通過改造前后數(shù)據(jù)統(tǒng)計、試驗對比實際效果不太明顯或準確性差，而通過正確的理論計算則可以更準確的反應(yīng)改造效果。

1)因為出口煙道中增加部件產(chǎn)生的附加阻力損失，采用引風機功率計算公式:

2)系統(tǒng)投入運行后，因為溫度降低，換熱器出口至脫硫塔之間煙道中的煙氣體積流量減小、流速降低、阻力損失減小，從而使引風機電耗降低，此部分損失正比于流速平方。

該部分煙氣不流經(jīng)引風機及前面的煙道，對換熱器前煙道阻力無影響;脫硫塔及其出口煙道、煙囪中煙氣溫度取決于脫硫最佳反應(yīng)溫度控制，即該段煙道中煙氣體積流量、流速與低省系統(tǒng)換熱器是否投運無關(guān)。

根據(jù)風煙道阻力基本計算公式:

其中阻力系數(shù)ε 只與煙道結(jié)構(gòu)、擋板開度有關(guān)，與低省系統(tǒng)投運前后煙氣參數(shù)變化無關(guān)，所以系統(tǒng)投運、煙氣溫度從T1降低至T2后，換熱器出口至脫硫塔之間的煙道阻力計算公式為:

經(jīng)計算，改造中換熱器結(jié)構(gòu)阻力造成引風機電耗增加522.87 kW。系統(tǒng)正常運行時，因煙氣溫度降低、體積流量減小使換熱器出口至脫硫塔之間的煙道阻力損失有所減小，綜合后引風機電耗增加496.29 kW。

需要說明的是，如果低壓省煤器系統(tǒng)的換熱器安裝在引風機進口，煙溫降低、體積流量減小對風機功率影響將更大，也即引風機功率增加值會減小。

2.2.3 凝結(jié)水系統(tǒng)水泵耗電計算

與引風機電耗分析相同的原因，正確的理論計算更能準確分析水泵電耗變化量。系統(tǒng)投運對凝結(jié)水側(cè)有如下影響。

1)汽輪機凝結(jié)水主流程中，#6 低加過水量減少、阻力損失減小、凝結(jié)水泵功耗降低，可根據(jù)紊流阻力平方區(qū)的水系統(tǒng)阻力公式進行計算:

當系統(tǒng)投運、#6 低加水流量減少后，因過程中壓力、溫度變化不大，對于水，密度可視作無變化，則有:

即:流動壓損正比于流速、體積流量或質(zhì)量流量的平方。

根據(jù)阻力變化量計算水泵功耗變化量與引風機相同，不贅述。

2)升壓泵運行電耗，通過運行電流按照三相電動機功率計算出。

經(jīng)計算，系統(tǒng)投運后，凝泵功耗降低41.69 kW，升壓泵運行功率為21.26 kW，凝結(jié)水側(cè)水泵合計耗電減少20.43 kW。

經(jīng)過上述節(jié)省抽汽增發(fā)電、引風機耗電、水泵耗電增量計算，可以得出對機組綜合影響，計算數(shù)據(jù)見表2。

表2 節(jié)能收益計算匯總表

由表2 數(shù)據(jù)表明，通過項目實施后各方面指標有明顯改善。

2.3 凝結(jié)水擾動分析

作為凝結(jié)水系統(tǒng)對安全穩(wěn)定性要求很高。改造項目雖然是并聯(lián)系統(tǒng)，但是因為升壓泵啟動后分流比例很大，升壓泵跳閘后備用泵不聯(lián)啟、進出口閥門誤關(guān)等可能的現(xiàn)象都是相關(guān)專業(yè)工作者擔心的問題，下面針對這一點展開分析。

600 MW 額定工況下，凝結(jié)水泵出口母管壓力為2.25 MPa、除氧器壓力0.75 MPa、測點位置高度差約為35 m，即凝結(jié)水母管至除氧器之間的各加熱器、閥門、管道的總阻力損失約為1.15 MPa。經(jīng)核算，凝結(jié)水全流程上均處于紊流阻力平方區(qū)，根據(jù)阻力計算公式:及流量計算公式:

可得出計算結(jié)果見表3。

表3 系統(tǒng)階躍擾動對凝結(jié)水流量影響計算表

從表3 可以看出，系統(tǒng)是否投運對#6 低加壓損影響很大，但是對于整個凝結(jié)水系統(tǒng)來說，影響很小，如果凝泵變頻維持手動狀態(tài)不參與自動調(diào)節(jié)，當升壓泵跳閘備用泵不自啟動時，凝結(jié)水流量增加1.79%，即使是最極端情況，系統(tǒng)運行中進出水電動門誤關(guān)，凝結(jié)水流量也只增加3.84%，對機組凝結(jié)水流量的影響可以忽略。

為了驗證理論分析結(jié)果，系統(tǒng)調(diào)試過程中進行了相關(guān)試驗，低省250 t/h 工況下直接關(guān)閉了系統(tǒng)回水電動總門，凝結(jié)水流量無明顯變化，因為電廠擔心安全問題，未進行更大幅度的擾動試驗。

需要說明的是，雖然低壓省煤器系統(tǒng)的階躍變化對主機凝結(jié)水系統(tǒng)流量影響很小，但是對#6 低加水位影響不能忽略。系統(tǒng)水流量快速、大幅度減少時，流經(jīng)#6 低加的凝結(jié)水流量相應(yīng)等額增加，抽汽冷凝水量增加，低加水位快速上漲，如果#6低加水位自動失靈，容易造成低加解列事件，給運行調(diào)整造成被動。極端情況下，如果因低壓省煤器系統(tǒng)進、回水電動門誤關(guān)、#6 低加因水位高解列，低加旁路電動門開啟過程中卡澀在小開度，將會造成凝結(jié)水斷流的惡劣事件。因此電廠應(yīng)注意確保#6低加水位調(diào)節(jié)門保持自動、事故放水門動作可靠，低壓省煤器系統(tǒng)進、回水電動總門也盡量不設(shè)置自動關(guān)閉邏輯，減少誤關(guān)幾率。

2.4 引風機進出口煙氣溫度變化分析

在脫硝改造工期內(nèi)進行了空預(yù)器擴容工作，通過對不同時間600 MW 負荷下多組數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計，空預(yù)器出口至引風機出口煙氣存在14.5 ℃左右的溫升，特對此溫升情況進行分析說明。

空預(yù)器出口到引風機出口煙氣流場中，受到以下幾個熱作用:a. 流動損失轉(zhuǎn)化成熱量攜帶入煙氣;b. 煙氣受引風機壓縮產(chǎn)生能量變化;c. 電除塵電場能量轉(zhuǎn)化成熱量;對環(huán)境散熱。因此需按幾個方面進行分析。

2.4.1 煙氣溫升ΔT1x

流動損失轉(zhuǎn)化成熱量對煙溫影響量ΔT1又分為2 部分，一部分是空預(yù)器出口到引風機進口煙道之間流動損失Δp 引起的煙氣溫升ΔT1y，另一部分是風機自身效率η 低造成的損失引起的煙氣溫升ΔT1x，分別按下列公式計算:

2.4.2 引風機壓縮溫升ΔT2

氣體在風機中從入口壓力Pin升壓至Pout后，溫度將有所升高，因為煙氣流速快，又有隔音和保溫材料，可按絕熱過程計算，計算公式:

2.4.3 電除塵電場功率溫升ΔT3

電除塵器運行中，電暈功率最終以火花和鐵損等形式耗散在煙氣中，使煙氣溫度升高;灰斗電加熱運行以控制灰斗外壁溫度90 ℃為原則，因灰斗中灰的流動速度取決于排灰周期，速度較慢，散熱影響相對較大，電加熱耗電正好維持灰斗散熱平衡，對煙溫無影響。

電場功率損耗引起的溫升計算:

2.4.4 煙道散熱引起煙溫降低ΔT4

由于金屬外護的厚度薄、導(dǎo)熱性好、很難做到絕對嚴密，因此忽略金屬外護和空氣夾層，只考慮煙道(或者除塵器本體)金屬壁以及巖棉氈保溫層，可按多層平板穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱簡化計算:

2.4.5 煙溫升計算結(jié)果匯總

從表4 知，綜合各種影響因素后，空預(yù)器出口至引風機出口的排煙溫度增量為10.32 ℃左右，而實際運行中，對表盤數(shù)據(jù)顯示溫升達到14.5 ℃，存在4 ℃左右的差值。因低省系統(tǒng)測點為新安裝、并經(jīng)校驗合格，在低壓省煤器系統(tǒng)投運過程中，小流量工況下回水溫度與引風機出口煙溫匹配度也好，引風機出口溫度準確度較高。因此電廠應(yīng)檢查空預(yù)器出口排煙溫度測點安裝位置是否合理、保溫是否良好，必要時進行校核，或在有條件進行相關(guān)試驗時用網(wǎng)格法對空預(yù)器出口大截面煙道進行測溫以校對該組測點。

表4 空預(yù)器出口至引風機出口煙氣溫升 ℃

2.5 密閉容器充滿冷水加熱問題

一般認為，金屬的膨脹性比水體好，因此充滿水的密閉金屬容器和管道加熱也不會有問題，最高壓力只能達到對應(yīng)溫度的飽和壓力。事實上，這存在很大的誤區(qū)。

以實例說明:一根碳鋼鋼管長20 m，內(nèi)徑Φ26 mm，充滿壓力為1.3 MPa、溫度為95 ℃的純水(充滿、無蒸汽和其他不凝結(jié)氣體)，放置在烤爐內(nèi)加熱至125 ℃，計算受熱膨脹后管子內(nèi)腔容積變化量和水體體積變化量(假設(shè)水體膨脹不受限制，定壓膨脹)，計算結(jié)果見表5。

表5 管子內(nèi)容積和水體積變化表* mm3

從表5 可以看出，相同初始容積和溫升、自由膨脹情況下，加熱后的水體積＞加熱后的管子容積，即水體的膨脹性比金屬管的體積膨脹性更好。據(jù)初步計算，水體密閉加熱，溫度從95 ℃上升到100 ℃時壓力即可達到6.5 MPa，上升到125 ℃時壓力將達到45 MPa 以上，無疑會造成金屬管材破壞。當然，如果系統(tǒng)存在內(nèi)漏，則不會出現(xiàn)此類問題。

改進型復(fù)合相變換熱器系統(tǒng)調(diào)試試驗得以驗證，在做流量階躍擾動試驗時，在200 t/h 以上流量時(升壓泵停運、出口門開啟狀態(tài))直接關(guān)閉了系統(tǒng)回水電動總門，閥門關(guān)閉到位后10 s 左右，系統(tǒng)壓力從1.1 MPa 迅速上升至1.85 MPa，因上漲速度過快且無趨穩(wěn)現(xiàn)象，立即手動開啟了回水電動總門，壓力回落至1.1 MPa，后來啟動升壓泵試運行，壓力上漲至1.41 MPa。

3 結(jié)論

分析可知，電廠600 MW 機組在采用改進型低壓省煤器進行改造后，每年可以增加上網(wǎng)電量1 651萬kWh，折合人民幣收益約825 萬元/a，對機組供電標煤耗帶來約1.86 g/kWh 的整體降低，指標改善明顯，對機組安全性也無不良影響，成效顯著。

〔1〕林萬超. 火電廠熱系統(tǒng)節(jié)能理論〔M〕. 西安:西安文大出版社，1994.

〔2〕王宇清. 流體力學(xué)泵與風機〔M〕. 北京:中國建筑工業(yè)出版社，2001.