楊偉明，燕 鵬，獨敬東，王 佐，張治國，喬建軍，梁雙印

(1.華北電力大學 能源動力與機械工程學院,北京 102206；2．山西漳電同華發(fā)電有限公司，山西忻州 034114)

由于低溫省煤器位于鍋爐尾部煙道，因此有必要采用翅片管來強化傳熱，但會加劇低溫省煤器的積灰堵塞現(xiàn)象。目前，已有多個機組出現(xiàn)了低溫省煤器堵塞情況[1-2]。山西某600 MW機組在正常運行情況下，低溫省煤器堵塞頻繁且嚴重，導致引風機的功耗增大，嚴重時甚至會限制機組的出力，同時低溫省煤器聲波吹灰裝置無法有效改善這種情況，該電廠通常采用停機清洗的方案解決問題，極大地降低了電廠的經(jīng)濟性和靈活性。因此，研究翅片管流動特性和改善低溫省煤器的流通效果對于改善機組的運行狀況有重要意義。

魏剛等[3]為解決低負荷下選擇性催化還原(SCR)脫硝裝置進口溫度較低的問題，采用了省煤器煙氣旁路改造方案。魏建林等[4]為解決機組低負荷運行時脫硝系統(tǒng)退出運行的問題，采用省煤器煙氣旁路改造方案，滿足了低負荷下脫硝系統(tǒng)的投入需要。雷嗣遠等[5]采用數(shù)值模擬方法對省煤器旁路的設計進行了優(yōu)化。

張利等[6]對比了橢圓翅片管與圓形翅片管換熱器的模擬結果，發(fā)現(xiàn)2種管子的傳熱系數(shù)和流動阻力均隨管外工質(zhì)流速的增大而增大。張志剛[7]分析了在排煙溫度低于煙氣露點情況下的潮濕積灰形成機理，設計了能在低溫煙氣環(huán)境下運行的新型低溫省煤器系統(tǒng)，但該系統(tǒng)只能用于光管低溫省煤器，且其傳熱特性較差，目前沒有運用案例。

為改善低溫省煤器的流動特性，可采用光管換熱器，但會大幅降低低溫省煤器的傳熱特性，經(jīng)濟效益較差；如果采用停機清洗方案，一方面會增加計劃停運時間，另一方面，堵塞情況多發(fā)的機組不能及時得到有效清洗。為提高機組靈活性，筆者參考SCR脫硝裝置改造方案，提出低溫省煤器旁路改造方案，并對各改造方案前后的模型進行流動和傳熱分析，對比不同旁路規(guī)格的改造效果，探究不同改造方案下旁路壓頭損失與系統(tǒng)煙氣進、出口壓差的關系。

1 研究方法

在研究并聯(lián)旁路的流動特性時，引入旁路沿程阻力損失系數(shù)λ和局部阻力損失系數(shù)ξ。根據(jù)模擬結果，計算旁路沿程阻力損失系數(shù)和局部阻力損失系數(shù)。旁路與主煙道分流處和主煙道與旁路交匯處的局部阻力損失系數(shù)ξ1和ξ2[8]分別為：

(1)

ξ2=-0.95(1-qv)2-qv[1.3cot(180-θ)/2-

0.2qv(1-qv)(1+S-1)cot(180-θ)

(2)

式中：S為旁路與主煙道通流橫截面積的比例(簡稱旁路面積占比)；qv為旁路與主煙道體積流量之比；n為旁路與主煙道水力直徑之比；θ為旁路與主煙道的夾角(簡稱旁路夾角)。

旁路折角處局部阻力損失系數(shù)ξ3為

(3)

局部阻力損失系數(shù)ξ為：

ξ=ξ1+ξ2+ξ3

(4)

旁路水力直徑DH為：

(5)

式中：A為管道內(nèi)的通流面積；P為旁路水潤濕周。

雷諾數(shù)Re為：

(6)

式中：ρ為煙氣密度；μ為煙氣動力黏度；V為進口煙氣流速。

沿程阻力損失系數(shù)λ為：

(7)

局部壓頭損失hj為：

(8)

式中：g為重力加速度。

沿程壓頭損失hf為：

(9)

式中：L為旁路管道長度。

旁路壓頭損失h為：

h=hj+hf

(10)

由于旁路與主煙道是并聯(lián)關系，所以由并聯(lián)管路的體積流量連續(xù)性原理[9]可知，總體積流量qV,s等于各分支點體積流量(qV,1、qV,2和qV,3)之和。

由并聯(lián)管路性質(zhì)可知，并聯(lián)管段各分段管程的壓頭損失(hλ1、hλ2和hλ3)相等，即：

(11)

由式(10)～式(11)可以看出，主煙道的壓頭損失與旁路的壓頭損失相等，所以整個系統(tǒng)的壓頭損失與旁路的壓頭損失呈正相關。此外，系統(tǒng)煙氣進、出口壓差與系統(tǒng)壓頭損失呈正相關，因此隨著旁路面積占比S和旁路夾角θ以及系統(tǒng)進口煙氣流速的變化，旁路的壓頭損失也發(fā)生變化，進而影響整個系統(tǒng)煙氣的進、出口壓差。

為反映不同煙氣流速下旁路改造對低溫省煤器系統(tǒng)煙氣流動性的影響，定義m為煙氣流動性改良系數(shù)，即：

(12)

式中：Δpij,k為旁路改造后系統(tǒng)煙氣進、出口壓差；Δp0,k為無旁路時系統(tǒng)煙氣進、出口壓差。

為體現(xiàn)旁路改造措施的優(yōu)缺點，選用煙氣流動性改良系數(shù)m和系統(tǒng)熱損失率d作為分析依據(jù)。

(13)

式中:qij,k和q0,k分別為旁路改造后和無旁路時單位面積上的熱量；Δtij,k和Δt0,k分別為旁路改造后和無旁路時的溫差。

利用并聯(lián)管路的各支路壓頭損失關系來分析旁路夾角θ和通流面積A對系統(tǒng)煙氣進、出口壓差改善情況的影響，便于選擇較合理的旁路改造方案，并利用系統(tǒng)熱損失率d判斷方案的可行性。

與現(xiàn)有文獻[5,10]的模擬方法相似，筆者考慮了工質(zhì)流動和旁路規(guī)格對系統(tǒng)流動特性以及低溫省煤器管壁換熱的影響，并利用Fluent軟件進行數(shù)值模擬，通過調(diào)整低溫省煤器進口煙氣流速V、旁路面積占比S和旁路夾角θ來模擬不同改造方案下系統(tǒng)煙氣側(cè)的流場和部分旁路結構下的溫度場，并通過計算得到各旁路結構的煙氣流動性改良系數(shù)m和熱損失率d。另外，通過擬合得到不同改造方案下煙氣流動性改良系數(shù)m與旁路壓頭損失h的關系式。

2 數(shù)值模擬

2.1 物理模型

以山西某600 MW機組的低溫省煤器順排圓形翅片管為研究對象，該低溫省煤器設置在引風機出口后、脫硫塔之前，如圖1所示。對于低溫省煤器內(nèi)部，高溫煙氣橫向沖刷翅片管外，翅片管內(nèi)部為冷卻水，煙氣熱量經(jīng)由翅片管壁傳遞到冷卻水，用于余熱回收?？紤]到實際布置場景的限制，旁路以梯形方式增設在換熱器外，如圖2所示。在換熱器內(nèi)部翅片管的排列方式為順排，如圖3所示。低溫省煤器旁路改造系統(tǒng)的主要參數(shù)見表1。

圖1 鍋爐系統(tǒng)簡圖Fig.1 Sketch of the boiler system

圖2 低溫省煤器主煙道和并聯(lián)旁路結構示意圖Fig.2 Structural diagram of the main flue and parallelbypass in the low-temperature economizer

圖3 翅片管排列方式示意圖Fig.3 Arrangement of finned tubes

表1 低溫省煤器旁路改造系統(tǒng)的主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of the retrofitted bypass system in the low-temperature economizer

2.2 幾何模型

采用Fluent軟件進行模擬分析，由于換熱器的內(nèi)部結構過于復雜，因此對模型進行簡化。模擬區(qū)域為增設旁路的煙道和1排5列5層的翅片管，為保證計算過程中流動的穩(wěn)定性和物理模型的可靠性，對低溫省煤器主煙道進口和出口的長度進行延長，利用ICEM軟件對模型進行網(wǎng)格劃分。圖4給出了旁路夾角θ為30°、旁路面積占比S為30%時無進、出口段的低溫省煤器模型網(wǎng)格示意圖。

圖4 低溫省煤器模型網(wǎng)格Fig.4 Grid of the model for the low-temperature economizer

在數(shù)值模擬過程中進行以下假設[11-15]：煙氣側(cè)流體為不可壓縮流體，近似為空氣，流動狀態(tài)為湍流，忽略重力；忽略換熱管與翅片之間的接觸熱阻，忽略翅片和換熱管表面的輻射換熱；翅片管和管道材料均為ND鋼，導熱系數(shù)為常數(shù)；旁路系統(tǒng)設為無積灰條件。這是因為在積灰情況下，旁路對低溫省煤器的流動改善情況優(yōu)于無積灰情況，因此依據(jù)旁路改善的下限進行模擬，其結果會直觀反映積灰情況下旁路對低溫省煤器煙氣流動情況的改善潛力。

2.3 控制方程及邊界條件

2.3.1 控制方程

連續(xù)性方程為：

(14)

動量方程為：

(15)

能量方程為：

(18)

式中：u、v和w分別為x、y和z軸的速度分量；ρ為工質(zhì)密度；η為工質(zhì)的動力黏度；cp為工質(zhì)比定壓熱容；k為工質(zhì)熱擴散率；t為工質(zhì)溫度;p為壓力。

2.3.2 邊界條件

模擬流體的相關參數(shù)見表1。為考慮加設旁路導致的換熱影響，選取9個工況來分析其傳熱效果。對于流動和換熱模型，煙氣進口設為速度進口，進口煙氣溫度為132 ℃。根據(jù)該電廠的輔機運行規(guī)程，在鍋爐最大連續(xù)蒸發(fā)量(BMCR)工況(設計煤種)下，低溫省煤器的進口煙氣流速為14.4 m/s，在BMCR工況(校核煤種)下，低溫省煤器的進口煙氣流速為13.2 m/s，在70%BMCR工況(設計煤種)下，低溫省煤器的進口煙氣流速為10.1 m/s。因此，為便于計算并留出足夠的計算裕量，選取進口煙氣流速為10 m/s、13 m/s和15 m/s，不同工況下雷諾數(shù)Re的變化范圍為9 800～30 000，出口為壓力出口。換熱模型的換熱方式為流固耦合，水側(cè)進口水溫為65 ℃。換熱模型中翅片管作為主要受熱面，其主要受熱方式為管外高溫煙氣的熱量沖刷管壁，熱量通過管壁傳遞到管內(nèi)工質(zhì)，傳熱方式主要為導熱和對流換熱。

2.4 網(wǎng)格及基本設定

利用CFD的前處理軟件ICEM進行模型網(wǎng)格劃分，全流場采用六面體網(wǎng)格劃分，考慮到管壁附近溫度場和速度場的壁面效應，將近壁面的網(wǎng)格進行加密，無旁路模型的模擬結果受網(wǎng)格數(shù)量變化的影響較小，通過了網(wǎng)格無關性檢驗。Fluent軟件流體計算模型為k-ε模型[11,13]，壓力與速度耦合采用Simplec算法，各控制方程的離散格式為二階迎風格式。換熱殘差設置為10-4，其余殘差設置為10-6。

3 模擬結果

3.1 旁路通流面積和旁路夾角的影響

圖5給出了不同煙氣流速下，低溫省煤器并聯(lián)旁路系統(tǒng)(簡稱系統(tǒng))煙氣流動性改良系數(shù)m與旁路面積占比S和旁路夾角θ之間的關系。表2給出了無旁路(即旁路夾角為0°、旁路面積占比為0)和旁路夾角為45°時不同主煙道進口煙氣流速下系統(tǒng)煙氣進、出口壓差，其中工況1～工況3分別表示煙氣流速為10 m/s、13 m/s和15 m/s。

(a) 10 m/s(b) 13 m/s(c) 15 m/s圖5 不同進口煙氣流速下煙氣流動性改良系數(shù)的變化Fig.5 Improvement coefficient of flue gas fluidity atdifferent inlet flue gas velocities

表2 不同旁路規(guī)格下系統(tǒng)煙氣進、出口壓差

3.1.1 進口煙氣流速對系統(tǒng)煙氣流動性改良系數(shù)的影響

由表2可知，隨著進口煙氣流速的增大，無旁路時系統(tǒng)煙氣進、出口壓差迅速提高。這是因為隨著進口煙氣流速的增大，煙氣的雷諾數(shù)增大，煙氣繞過管道和翅片時的混亂程度增加，使得主煙道阻力損失系數(shù)增大，同時旁路煙道的壓損也增大，進而導致系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大。

由圖5可知，在相同旁路夾角和旁路面積占比下隨著進口煙氣流速的增大，煙氣流動性改良系數(shù)m變化不大，但系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大。其原因主要是當系統(tǒng)進口煙氣流速增大時，旁路的煙氣流速也隨之增大，旁路的局部壓頭損失hj和沿程壓頭損失hf均增大，整個系統(tǒng)的壓頭損失也增大，因此系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大。

3.1.2 旁路面積占比對系統(tǒng)煙氣進、出口壓差的影響

由圖5可知，在進口煙氣流速和旁路夾角相同的情況下，旁路面積占比由15%增大至40%，整個系統(tǒng)的煙氣流通性顯著提高，煙道流通性也得到較大改善。這主要是因為旁路通流面積會影響主煙道流體體積流量的占比，當旁路面積占比增大時，主煙道和旁路煙氣流速均下降，旁路沿程阻力損失系數(shù)減小，使旁路壓頭損失減小，主煙道壓頭損失也隨之減小。同時，在旁路面積占比從20%增大至30%時，流動性改良系數(shù)增幅約為20%；當旁路面積占比為30%～40%時，煙氣流動性改良系數(shù)的增幅減緩。其原因可能是旁路面積占比增大，導致旁路體積流量占比增大，在旁路與主煙道匯聚處擾動增強。

3.1.3 旁路夾角對系統(tǒng)煙氣進、出口壓差的影響

由圖6可知，系統(tǒng)煙氣進、出口壓差隨著旁路夾角的增大而增大。旁路夾角增大時，旁路局部阻力損失系數(shù)增大，導致局部壓頭損失hj增大，其本質(zhì)是旁路夾角增大會使煙氣流經(jīng)旁路時回流加劇，旁路煙道的壓損增大，進而使整個系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大。

(a) 10 m/s(b) 13 m/s(c) 15 m/s圖6 不同進口煙氣流速下煙氣流動性改良系數(shù)與旁路夾角的關系Fig.6 Improvement coefficient of flue gas fluidity vs. bypassangle at different inlet flue gas velocities

結合圖5可知，當旁路面積占比較小時，旁路夾角增大后煙氣流動性改良系數(shù)降幅并不明顯；當旁路面積占比為40%時，隨著旁路夾角的增大，系統(tǒng)煙氣流動性改良系數(shù)顯著降低，這一現(xiàn)象與旁路煙氣體積流量占比有關，當旁路煙氣體積流量占比較大時旁路與主煙道匯聚時擾動增強，同時旁路夾角增大，旁路壓頭損失也增大。因此，旁路面積占比較大時，旁路夾角的改變對系統(tǒng)煙氣進、出口壓差有顯著影響。

3.2 煙氣流動性改良系數(shù)與旁路壓頭損失的關系

利用Python軟件針對煙氣流動性改良系數(shù)與旁路壓頭損失進行形如h=y0exp(-bX)+c的一元指數(shù)回歸擬合，確定系數(shù)R2均大于0.95，擬合優(yōu)度較好。表3給出了在實際情況下各工況擬合方程的振幅y0、偏移量c和衰變常數(shù)b[10]，擬合曲線見圖7。在實際情況下，可以根據(jù)省煤器煙道實際流速、旁路規(guī)格等計算出旁路的壓頭損失，進而判斷改造后系統(tǒng)煙氣進、出口壓差的改善情況。

由圖7可知，在相同的進口煙氣流速和旁路夾角下，隨著旁路總壓頭損失的增大，煙氣流動性改良系數(shù)下降。這是因為主煙道和旁路屬于并聯(lián)關系，當旁路壓頭損失增大時，由于主煙道煙氣體積流量占比增大，使得主煙道壓頭損失增大，進而系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大。在相同旁路壓頭損失下，隨著旁路夾角的增大，系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大趨勢減緩。其原因可能是當旁路夾角增大時，由于設計模型的旁路煙道水平段長度與主煙道翅片管段長度相同，旁路煙道與主煙道的距離為定值，導致旁路煙道總長度減小，主煙道進、出口段長度增大。因此，在旁路壓頭損失相同時，隨著旁路夾角的增大，系統(tǒng)煙氣進、出口壓差增大，使得系統(tǒng)壓頭損失增大，煙氣流動性改良系數(shù)略降低。

表3 不同進口煙氣流速下擬合函數(shù)的各項參數(shù)

3.3 旁路改造對低溫省煤器換熱的影響

表4給出了進口煙氣流速為10 m/s時在不同旁路夾角和旁路面積占比條件下的系統(tǒng)熱損失率和煙氣流動性改良率。由表4可知，當進口煙氣流速為10 m/s時，整個系統(tǒng)的熱損失率均低于20%。隨著旁路面積占比從20%增大至40%，系統(tǒng)熱損失率增幅約為8%，而煙氣流動性改良率增幅約為20%。在不同旁路規(guī)格下，煙氣流動性改良率均遠大于其熱損失率，因此低溫省煤器旁路改造方案可以在造成較小熱損失的情況下，極大地降低系統(tǒng)煙氣進、出口壓差，這將大幅改善鍋爐引風機的出力情況，進而提高機組的靈活性。

(a) 10 m/s(b) 13 m/s(c) 15 m/s圖7 煙氣流動性改良系數(shù)與旁路壓頭損失的關系Fig.7 Improvement coefficient of flue gas fluidity vs. bypass head loss

表4 不同旁路規(guī)格下煙氣流動性改良率和熱損失率

3.4 模型簡化對模擬結果的影響

在BMCR工況(設計煤種)下，低溫省煤器的進口煙氣流速為14.4 m/s，煙氣進、出口溫差為37 K。為對比低溫省煤器實際運行時的換熱量與其模擬值的誤差，在相同進口煙氣流速下對無旁路模型進行模擬，得到煙氣進、出口溫差為5.46 K。從集控輔機運行規(guī)程查得低溫省煤器換熱段長度為3.31 m，按比例分析法得到換熱段比例系數(shù)為：

(19)

根據(jù)比例系數(shù)得到低溫省煤器煙氣進、出口溫差模擬值約為39.26 K，較其BMCR工況下實際運行水側(cè)進、出口溫差高約6.1%。其原因可能是在實際運行過程中，隨著低溫省煤器煙道內(nèi)煙氣溫度不斷降低，煙氣換熱能力逐漸減弱。

圖8給出了進口煙氣流速為15 m/s、旁路夾角為45°時不同旁路面積占比下翅片管外煙氣流域的壓力云圖。

圖8 不同旁路面積占比下翅片管外煙氣流域的壓力云圖Fig.8 Pressure contours of flue gas flow area outside finnedtubes under different bypass specifications

4 結 論

(1) 通過對增設旁路的低溫省煤器模型進行流場和溫度場的模擬，可以看出低溫省煤器的旁路改造方案可極大降低系統(tǒng)煙氣進、出口壓差，進而減小引風機功耗，保證機組出力。

(2) 通過模擬得到各進口煙氣流速下壓頭損失與煙氣流動性改良系數(shù)的擬合公式。

(3) 不同進口煙氣流速下，旁路壓頭損失與流動性改良系數(shù)呈指數(shù)關系，當旁路壓頭損失較小時，煙氣流動性改良系數(shù)變化較小。

(4) 進行旁路改造后，各工況下低溫省煤器熱損失率低于20%，傳熱惡化影響很小。

(5) 在不同進口煙氣流速下，煙氣流動性改良系數(shù)與旁路夾角呈反相關，與通流面積呈正相關。旁路面積占比從20%增大到40%時，主煙道翅片管處壓損顯著降低。旁路面積占比從30%增大到40%時，其煙氣流動性改良系數(shù)增幅變緩。因此，在旁路改造時旁路面積占比不宜超過40%。