李 濤，盧 飛，成宏偉，智宏峰，楊曉東，符秀梅

(陜西未來能源化工有限公司 煤制油分公司，陜西 榆林 719000)

1 工藝概況

陜西未來能源化工有限公司煤制油分公司位于陜西省榆林市榆橫煤化學(xué)工業(yè)園區(qū)北區(qū)。項目以榆林金雞灘煤礦原煤為原料，采用多噴嘴對置式水煤漿氣化、一氧化碳耐硫變換、低溫甲醇洗氣體凈化、低溫漿態(tài)床費托合成及油品加氫提質(zhì)等工藝技術(shù)，生產(chǎn)柴油、石腦油、液化石油氣等產(chǎn)品，生產(chǎn)過程副產(chǎn)硫磺、硫酸銨。

根據(jù)生產(chǎn)實際情況，費托合成副產(chǎn)一定量燃氣，部分燃氣經(jīng)低壓燃氣管網(wǎng)供生產(chǎn)系統(tǒng)使用，但仍有大量富余燃氣，如果不加以回收直接排放火炬燃燒會造成能源極大浪費。為了充分利用這些富余燃氣，煤制油分公司其將送入燃氣輪機燃燒發(fā)電，發(fā)電后的高溫?zé)煔膺M入余熱鍋爐副產(chǎn)蒸汽，將副產(chǎn)蒸汽并入熱力管網(wǎng)，最終實現(xiàn)燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)。與燃氣鍋爐相比，該項目投資較高，但熱效率也高。目前燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)熱效率基本在50%以上，而燃氣鍋爐的熱效率一般僅在30%左右。

通過項目組研究人員對外調(diào)研，縱觀當(dāng)前運行實際以及集團公司有類似燃氣輪機運行的豐富經(jīng)驗知識，通過技術(shù)研究，對現(xiàn)PG 6581B型燃氣輪機二次開發(fā)適合于費托合成副產(chǎn)燃氣的燃氣輪機，以中壓燃氣為主燃料，凈化氣作為燃氣輪機的補充燃料，燃燒后產(chǎn)生的高溫燃氣推動透平機旋轉(zhuǎn)，經(jīng)負荷齒輪箱減速后，帶動50 MW發(fā)電機發(fā)電。做功后的高熱能煙氣，排向余熱鍋爐，加熱由變換裝置提供的除氧水，副產(chǎn)4.1 MPa的中壓過熱蒸汽。燃氣輪機啟動時，用高熱值輕柴油點火，達到10 MW的負荷后切換成中熱值的中壓燃氣。正常運行時，燃燒中熱值的中壓燃氣至額定負荷。

燃氣輪機配套的余熱鍋爐為單壓、非補燃、臥式自然循環(huán)的Q375.3/541.8-70-4.1/400型中壓余熱鍋爐。余熱鍋爐配有SCR法脫硝裝置，脫硝還原劑為氨氣，催化劑為托普索公司HO型催化劑，分12層均布，每層催化劑由10個模塊組成，設(shè)計脫硝效率不小于85%，可實現(xiàn)超低排放。

2 技術(shù)試驗

2.1 燃氣物理性質(zhì)與燃氣輪機負荷優(yōu)化匹配技術(shù)

此次研究主要解決的課題是燃氣熱值及流量。兩個PG 6581B型燃氣輪機原設(shè)計所用合成煤氣燃料為低熱值，而煤制油分公司副產(chǎn)費托合成弛放氣燃料熱值約為19.25 MJ/m3，因所用燃氣熱值發(fā)生很大變化，燃氣輪機所配置的旋流器需按新燃料的成分和熱值重新設(shè)計，以避免燃燒系統(tǒng)的燃燒震蕩及熄火現(xiàn)象，確保燃燒系統(tǒng)在低負荷條件下工作穩(wěn)定。

燃氣參數(shù)見表1，燃氣輪機對燃氣雜質(zhì)的要求見表2，燃氣運行負荷、壓差、分散度、運行記錄數(shù)據(jù)見表3。

表1 中壓燃氣成分及熱值

注：中壓燃氣熱值為19.3 MJ/m3。

表2 燃氣輪機對燃氣雜質(zhì)含量要求

表3 燃氣輪機主要運行數(shù)據(jù)

表3數(shù)據(jù)顯示，燃氣輪機負荷率為50%，壓差偏高、分散度偏高，已經(jīng)無法進行負荷提升。

2.1.1 基礎(chǔ)數(shù)據(jù)核算與分析

(1)根據(jù)中壓燃氣熱值及燃氣輪機運行的不同負荷，核算制約燃氣輪機負荷的關(guān)鍵因素。數(shù)據(jù)顯示，燃氣輪機在熱值一定的工況下，壓差明顯提高，排煙分散度偏高。根據(jù)運行經(jīng)驗及調(diào)研報告，發(fā)現(xiàn)GE公司PG 6581B型燃氣輪機制約負荷的因素主要為燃氣輪機旋流器以及葉片不符合現(xiàn)燃氣性質(zhì)，需重新設(shè)計燃氣輪機旋流器。

(2)改裝設(shè)計核算。為了適應(yīng)燃氣輪機緊湊的特點，燃燒室的尺寸都設(shè)計得比較緊湊，它在單位時間和單位體積內(nèi)通常能夠燃燒釋放出比常壓鍋爐大10～300倍的熱量，因而燃燒過程是在高熱強度、高速流動的連續(xù)氣流中進行的[1]。受進入燃氣輪機透平燃氣的初溫限制，供給燃燒室的空氣流量與燃料流量的比值總是比理論燃燒條件下的配比大得多，而且氣流的溫度、壓力和流速都隨燃氣輪機負荷的改變而發(fā)生較大幅度的變化，有時還要求同一個燃燒室能夠兼燒多種燃料[2]。這些特點使得燃燒過程甚難組織，為此必須重新設(shè)計。

為了分析旋流器安裝角度對煙氣出口溫度的影響，采用了3種安裝角度值，分別為73.5°、78.5°和83.5°(設(shè)計工況)。根據(jù)流體動力學(xué)核算，適當(dāng)降低旋流器安裝角度可以改善燃燒室出口溫度，旋流器葉片的安裝角度對燃燒室燃燒狀態(tài)有至關(guān)重要的影響。角度過小，氣流進入燃燒室后離心力過小，不能產(chǎn)生較好的旋流區(qū)，影響回流區(qū)的大小和強度； 旋度過大，噴嘴處氣體過于稀薄，回流區(qū)氣體容易向上游直沖導(dǎo)致回火[3]。燃燒室旋流器設(shè)計安裝角為78.5°，屬于強旋流型。為優(yōu)化旋流器的實際安裝角度，其他參數(shù)保持不變，以旋流安裝角度為變工況來進行試驗，與原83.5°進行比較，研究燃燒室內(nèi)火焰面的流動狀況、燃燒狀況，用以分析優(yōu)化結(jié)果。隨著旋流器配氣角度的增大，主燃孔的射流穿透深度不斷增加，到角度最大值時，主射流穿入深度接近頭部中心線，即約環(huán)腔1/2處，形成的回流區(qū)效果較差，主燃區(qū)熱負荷低，使火焰有向后移動的傾向。當(dāng)角度達到83.5°時，回流區(qū)氣體有向旋流器內(nèi)擴散的趨勢。這是因為隨角度增大，沿切向的速度分量相比而言是最大的，軸向的速度分量相比而言是最小的，這容易使頭部回流區(qū)的高溫?zé)煔鈯A雜未燃盡燃料進入旋流器內(nèi)，并與氧氣發(fā)生劇烈的氧化并放熱，使旋流器頭部具有明顯的熱斑高溫區(qū)，在實際運行中易導(dǎo)致嚴重事故。出口截面平均溫度、熱點溫度、周向系數(shù)、徑向系數(shù)都有隨角度增大而增大的趨勢?？紤]以上各種情況，適當(dāng)減小旋流器角度，有利于保證燃氣輪機燃燒室穩(wěn)定運行，并且能提高燃燒室出口溫度場品質(zhì)。

(3)燃氣輪機旋流器安裝角改變后的運行分析。通過重新設(shè)計改變旋流方向，運行平穩(wěn)，一直運行4個月分散度未出現(xiàn)大幅波動(見表4)，排氣溫度490～580 ℃，分散度10～30 ℃。

表4 研究改造后燃氣輪機月平均運行數(shù)據(jù)

燃氣輪機在不同負荷時分散度指標(biāo)穩(wěn)定，燃燒室壓差未出現(xiàn)異常增大現(xiàn)象，燃氣輪機運行試驗負荷最高35 MW，證明重新設(shè)計的旋流器以及適當(dāng)減小旋流器的安裝角度能有效保證燃燒動力廠的完整性，提高燃氣輪機運行出力，提升燃機負荷。

2.2 燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)效率提升技術(shù)

煤制油分公司副產(chǎn)中壓燃氣實際熱值在運行中波動較大，造成燃氣輪機負荷過度調(diào)節(jié)，從而使燃氣輪機排煙氣溫度與設(shè)計值偏差較大，配套中壓余熱鍋爐負荷率低至60%，影響燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)效率。燃氣輪機與余熱鍋爐聯(lián)合循環(huán)效率低，導(dǎo)致運行成本提高，需對聯(lián)合運行模式進行重新設(shè)計。為了充分利用高溫?zé)煔獾臒崃?，?jié)約能源，在燃氣輪機低負荷運行時適當(dāng)關(guān)小IG閥(IGV)，維持較高的排氣溫度，提高了余熱鍋爐進口溫度，使聯(lián)合循環(huán)的總效率得到提高。

2.2.1 試驗

煤制油分公司積極協(xié)調(diào)廠家及各方專家尋求解決方案。經(jīng)工藝、熱工、機務(wù)、設(shè)計各方論證后，對IGV聯(lián)合循環(huán)溫度控制模式進行技術(shù)補充，在確保燃氣輪機安全穩(wěn)定運行及發(fā)電負荷變動率合格的前提下，使中壓余熱鍋爐負荷率最大化，副產(chǎn)出合格的4.0 MPa過熱蒸汽并入蒸汽管網(wǎng)。

2.2.1.1 試驗原始參數(shù)

中壓燃氣實際熱值(13.81～19.25 MJ/m3)之間，原燃氣輪機負荷最大26 MW，燃氣輪機排煙氣溫度最低(400 ℃)與設(shè)計值(541.8 ℃)偏差較大，余熱鍋爐負荷36 t/h。

2.2.1.2 試驗步驟

通過理論計算及實際檢驗，確定燃氣輪機低負荷20 MW時，將壓氣機可轉(zhuǎn)角度IGV開度由84°降低至57°，提高控制燃氣輪機排氣溫度，在超過550 ℃時，IGV開度將自動增加的新方法，促使余熱鍋爐副產(chǎn)4.0 MPa過熱蒸汽最大化，試驗得出IGV最佳投入工況和退出工況，靈活應(yīng)用IGV。

通過理論計算：在ISO標(biāo)準(zhǔn)條件下(環(huán)境溫度15 ℃，一標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，大氣相對濕度60%)，燃氣輪機額定工況下排氣溫度t1為541.8 ℃，排氣質(zhì)量m(煙氣)為484.5 t，余熱鍋爐可副產(chǎn)4.0 MPa/h、400 ℃的中壓蒸汽質(zhì)量m(汽)約71 t/h，余熱鍋爐排煙溫度t2為175 ℃。根據(jù)水蒸汽焓熵表查得：4.0 MPa，400 ℃中壓過熱蒸汽焓值H1為3 215.71 kJ/kg，6.0 MPa、104 ℃的中壓鍋爐給水焓值H2為440.31 kJ/kg。在不考慮散熱損失的情況下，有如下關(guān)系式：

C(煙氣)×m(煙氣)(t1-t2)=m(汽)×(H1-H2)

(1)

故此，燃氣輪機排氣的比熱容為：

C(煙氣)=71×(3215.71-440.31)/

484.5(541.8-175)=1.0932(kJ/(kg·℃))

[1.0932(498-178)]=222.14(t)

根據(jù)質(zhì)量守恒定律，燃氣輪機排煙氣質(zhì)量m(煙氣)應(yīng)等于中壓燃氣質(zhì)量m(燃氣)與壓氣機吸入空氣質(zhì)量m(空氣)之和，即m(煙氣)=m(空氣)+m(燃氣)。

中壓燃氣壓力P=2.3 MPa，溫度50 ℃，根據(jù)中壓燃氣成分分析(H218.16%；CO 54.65%；N27.02%；CH412.93%，C2H62.98%)，計算中壓燃氣摩爾質(zhì)量M約為：

M=2×0.1816+28×0.5465+28×0.0702+

16×0.1293+34×0.0298 =20.71(g/moL)

結(jié)合克拉伯龍方程PV=nRT=(m/M)RT，其中，P為氣體壓強，V為氣體體積，n為物質(zhì)的量，R為氣體普適恒量，R=8.31 J/moL，T為熱力學(xué)溫度；m為氣體質(zhì)量；M為氣體摩爾質(zhì)量)；MPV/RT=20.71×2.3MPa×17411 m3。

可得中壓燃氣質(zhì)量為：

m(燃氣)=MV/22.4=

20.71×17411÷22.4=16.097(t)

所以，壓氣機吸入空氣質(zhì)量m(空氣)約為：

m(空氣)=m(煙氣)-m(燃氣)=

222.14-16.097=206.43(t)

查表可知，空氣的比熱容約為1.4 kJ/(kg·℃)，以環(huán)境溫度16.8 ℃，燃氣輪機21 MW負荷，IGV開度57°聯(lián)合循環(huán)溫控工況為基準(zhǔn)，當(dāng)環(huán)境溫度變化t3時，燃氣輪機負荷及IGV角度不變時，壓氣機吸入空氣質(zhì)量m(空氣)基本不變，此時燃氣輪機排氣溫度相應(yīng)變化t4。因其他條件不變，在一定范圍內(nèi)，空氣能量變化值應(yīng)等于煙氣能量變化值，從而可得在IGV聯(lián)合循環(huán)溫控，21 MW負荷下燃氣輪機排氣溫度與環(huán)境溫度變化之間的關(guān)系式為：

C(煙氣)×m(煙氣)t4=C(空氣)×m(空氣)t3

t4=t3×1.4 ×206.43/(222.14×1.0932)=1.2t3

通過運行試驗記錄，燃氣輪機在不同負荷狀況下運行時的排氣溫度、IGV開度、余熱鍋爐負荷等運行參數(shù)見表5、表6。

2.2.1.3 數(shù)據(jù)分析

燃氣輪機根據(jù)運行調(diào)整，IGV靈活調(diào)節(jié)后，燃氣輪機負荷從22 MW提升至34 MW。配套余熱鍋爐負荷由原51 t/h提升至59 t/h。

2.2.1.4 試驗總結(jié)

燃氣輪機排氣需要進入余熱鍋爐，為了保證余熱鍋爐的正常工作和最理想的效率，往往要求燃氣輪機排氣溫度處于恒定的比較高的溫度。因此燃氣輪機在部分負荷運行時要適當(dāng)關(guān)小IGV，相應(yīng)減少空氣流量而維持較高的排氣溫度。其結(jié)果是燃氣輪機的效率基本不變，但提高了鍋爐和燃氣輪機的效率，使聯(lián)合循環(huán)的總效率得到提高。但在燃氣輪機相對高負荷時，IGV溫控模式反而對效率有制約，根據(jù)核算，當(dāng)燃氣輪機負荷在聯(lián)合循環(huán)下運行時，適時投入IGV溫控，能有效提高循環(huán)效率。燃氣輪機在低負荷時運行模式改為IGV聯(lián)合循環(huán)溫度控制模式后，余熱鍋爐運行良好，在燃氣輪機18.5～23 MW負荷時可副產(chǎn)4.0 MPa合格過熱蒸汽約41～48 t/h，同時也可以滿足SCR脫硝系統(tǒng)運行溫度，在燃氣輪機高于23 MW負荷時，燃氣輪機退出IGV模式，調(diào)整壓氣機進口導(dǎo)葉，可提升燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)效率。

表5 燃氣輪機在部分負荷下運行參數(shù)

表6 燃氣輪機在相對高負荷下運行參數(shù)

2.3 SCR性能核算調(diào)控技術(shù)

通過研究技術(shù)人員對燃氣參數(shù)的分析交流，理論計算、可行性分析，銜接單壓、非補燃、臥式自然循環(huán)的中壓余熱鍋爐SCR法脫硝裝置，與燃氣輪機試運行，實現(xiàn)了煙氣達標(biāo)排放。

2.3.1 SCR脫硝流程

脫硝反應(yīng)器位于鍋爐蒸發(fā)器II與蒸發(fā)器I之間，氨噴射格柵放置在SCR反應(yīng)器上游的位置。脫硝劑使用氨氣，經(jīng)混合器與稀釋風(fēng)混合稀釋后通過噴氨格柵(AIG)的噴嘴噴入煙氣中與煙氣混合反應(yīng)。煙氣水平流過催化劑層，脫除NOx后進入省煤器，最后通過煙囪排入大氣。

2.3.2 具體試驗

2.3.2.1 設(shè)計使用SCR依據(jù)(見表7)。

表7 燃氣輪機84%負荷余熱鍋爐熱力計算匯總

注：煙氣成分體積分數(shù)：N274.38%，O213.87%，CO24.98%，H2O 5.71%，Ar 1.07%。

SCR的脫硝技術(shù)化學(xué)反應(yīng)方程式：

4NO + 4NH3+O2→4N2+6H2O

6NO2+ 8NH3+ O2→7N2+ 12H2O

2.3.2.2 試驗過程

NH3與煙氣均勻混合后一起通過一個填充了催化劑(本裝置為Cr2O3-Al2O3)的反應(yīng)器，NOx與NH3在其中發(fā)生還原反應(yīng)，生成N2和H2O。反應(yīng)器中的催化劑分12層有序放置。SCR脫硝主要的缺點為煙氣中殘留的氨可能會與SO2反應(yīng)生成(NH4)2SO4及NH4HSO4，很容易使受熱面粘污，但本項目燃氣輪機所用中壓燃氣均經(jīng)過硫回收裝置處理，煙氣中基本無SO2及SO3，主要成分見表1，故該項對項目不存在制約。

在余熱鍋爐不同負荷下，調(diào)節(jié)稀釋配比，控制氨逃逸，對比煙氣出口NOx指標(biāo)，分析計算出最佳稀釋配比，實現(xiàn)超低排放。

2.3.2.3 實驗結(jié)果與討論

余熱鍋爐運行期間，進入脫硝模塊的煙氣溫度280～420 ℃，通過調(diào)整稀釋風(fēng)量和氨氣量，保證煙氣出口NOx質(zhì)量濃度在50 mg/m3以下。連續(xù)抽取10組試驗數(shù)據(jù)，余熱鍋試運行期間煙氣中NOx排放量見表8。

運行數(shù)據(jù)體現(xiàn)排氣溫度直接影響余熱鍋爐負荷，隨著排氣溫度的降低，整體 SCR脫硝技術(shù)試驗應(yīng)用成功，通過重新進行稀釋風(fēng)、氨氣配比，新增1臺稀釋風(fēng)機，確保稀釋風(fēng)量充足，在試驗負荷范圍內(nèi)，NOx指標(biāo)實現(xiàn)超低排放，但脫硝工作溫度在設(shè)計范圍之內(nèi)，在原SCR上進行重新核算試驗，改變運行參數(shù)，可實現(xiàn)超低排放，此技術(shù)方案的成功實施具有深遠意義，不僅響應(yīng)國家環(huán)保政策、而且降低污染物的排放。

表8 SCR試驗數(shù)據(jù)

3 技術(shù)應(yīng)用效果與技術(shù)經(jīng)濟分析

3.1 技術(shù)體現(xiàn)

(1)燃氣輪機實現(xiàn)安全、穩(wěn)定、長周期運行，未因機組自身原因出現(xiàn)非計劃停車情況；

(2)燃氣輪機負荷調(diào)整能適應(yīng)生產(chǎn)需要，燃氣工況波動較大期間，能確保在負荷大幅調(diào)整時實現(xiàn)及時、準(zhǔn)確調(diào)整，平均運行負荷提升20%以上；

(3)重新設(shè)計的旋流器燃燒系統(tǒng)能確保在燃氣成分、熱值、流量大幅變化時，燃燒室內(nèi)燃燒穩(wěn)定，無燃燒震蕩及熄火現(xiàn)象。雙燃料燒嘴螺紋線的密封性良好，在燃氣工況大幅波動時，燃燒室分散度符合GE標(biāo)準(zhǔn)要求，未發(fā)生燃氣泄漏造成燃燒部件燒蝕情況；

(4)燃氣輪機在IGV聯(lián)合循環(huán)溫度控制模式下，余熱鍋爐負荷率提升約10%，且SCR脫硝系統(tǒng)運行良好，可保證煙氣超低排放。

3.2 直接經(jīng)濟效益

燃氣輪機平均增加負荷12 MW，余熱鍋爐蒸汽量增加約8 t/h，結(jié)合480 t煤粉鍋爐耗標(biāo)煤121 kg/t(蒸汽)，耗電24.59 kW·h/t(蒸汽)，榆林地區(qū)工業(yè)用電價格0.6元/(kW·h)，標(biāo)準(zhǔn)煤價格為460元/t，年運行時間按8 000 h計，則：

新增發(fā)電效益：12 000 kW×2 160 h×0.6元/kW·h=1555.2萬元；副產(chǎn)蒸汽效益：8 t/h×2 160 h×(0.121 t/t×460元/t+24.59 kW·h×0.6元/kW·h)=121.67萬元。