大型火力发电机组锅炉尾部加装烟气换热器探讨

2012-08-13李长锁

重庆电力高等专科学校学报 2012年6期

李长锁

(山东大唐东营发电厂筹建处，山东东营257091)

0 引言

我国目前电站锅炉的排烟温度一般在120℃左右，大量的热能随烟气排向大气，造成了较大的能量损失。降低锅炉排烟温度是提高锅炉效率的最优选择，符合国家节能减排政策，是发电厂，特别是大型发电厂锅炉节能减排研究的主要课题。

长期以来制约排烟温度进一步降低的因素较多:一是加大尾部受热面的投资与获得的经济效益的比较，因烟气与交换热能媒质温差小、烟气侧换热系数低的客观原因，需加大换热面面积以获得烟气热能量传输，加大换热面需要增加工程投资，经过经济、效益和环保的对比，一般选择排烟温度为120℃。二是考虑尾部受热面的低温腐蚀，烟气温度低于二氧化硫的露点温度，会使二氧化硫结露，形成硫酸液体凝结在金属受热面表面，造成严重的金属腐蚀。低温受热面受腐蚀材料的研发制约了进一步降低排烟温度。

进一步降低排烟温度不仅是提高锅炉效率的总体要求，还关系到目前国家对火电厂强制执行的脱硫工艺的要求。目前，湿法碳酸钙吸收二氧化硫工艺中，脱硫岛内碳酸钙吸收烟气中二氧化硫的最佳温度是60℃，为保证脱硫效率，需降低脱硫岛烟气温度。目前降低烟气温度的方法是喷水降温，需要消耗大量水资源，这为加装锅炉尾部受热面，进一步降低排烟温度，减少水资源消耗提出了要求。

本方案依据某百万千瓦级电厂主要参数和热平衡图，对尾部加装烟气受热面技术方案论证和经济性分析。

1 技术研究

1.1 技术简介

在常规燃煤锅炉烟气湿法脱硫系统中，能量损失较大［1］。烟气要经喷淋、脱硫等工艺从入口的125℃左右最终降低到50℃左右从脱硫系统排出，这一工艺浪费水和能源。其中烟气从125℃降低到80℃左右的喷水量62t/h，引起烟气量增加3%左右。采用烟气换热器系统，冷却水采用汽机凝结水，有效回收了部分锅炉排烟热量，在相同发电量下可降低机组热耗，节省燃煤耗量;同时由于脱硫吸收塔的进烟气温度降低，可减少其喷水量，减少机组耗水量。

烟气换热器设置在除尘器和引风机后、脱硫系统前;换热器冷却水取自汽机凝结水，凝结水的抽出点一般设置在7号低加前，凝结水输回点设置在7号低加后6号低加前，与7号低加的凝结水流程为并列形式，系统简图如图1所示(图中数据为参考工程的数据)。

图1 系统简图

1.2 技术方案

1.2.1 系统参数

其主要系统流程如图1所示。按锅炉BMCR工况(对应汽机VWO)、BRL工况、THA工况三个主要工况考虑，烟气换热器系统主要数据如表1所示。本方案主要通过减少第6级低压加热器和第7级低压加热器的抽汽流量，增加发电量及降低机组热耗，达到节能目的。

表1 烟气换热器技术数据

换热器烟道截面要求160～180m2，沿烟气流向厚度约3m。

烟气换热器的功能是将锅炉的排烟温度降低38℃，回收烟气热量最大热功率43000kW。

1.2.2 运行可靠性

换热器运行的可靠性主要考虑烟气低温腐蚀。下面做一简要分析。

1)烟气热量回收装置运行安全性类比分析。

大型电站锅炉的低温腐蚀主要指空气预热器冷端金属元件的酸腐蚀，主要与烟气成分、金属壁温、金属材料等因素有关，控制空气预热器低温腐蚀的措施主要也是控制空气预热器的冷端金属壁温。

回转式空气预热器的冷端金属壁温计算公式如下:

式中，Tb为回转式空气预热器的冷端金属壁温;Tk为预热器入口空气温度(℃);Ty为预热器出口烟气温度(℃);αy为烟气侧放热系数(w/m2·℃);αk为空气侧放热系数(w/m2·℃);Hy为烟气侧换热面积(m2);Hk为空气侧换热面积(m2)。

由于回转式空气预热器结构的特殊性，一般αy和αk相等，Hy和Hk相等，所以，上式简化为:

对于锅炉回转式空气预热器冷端来讲，Tk就是进风温度，Ty就是锅炉排烟温度。某项目锅炉排烟温度123℃，锅炉空气预热器进风温度20℃，计算得到锅炉空气预热器的冷端金属壁温设计值71.5℃。

如果锅炉空气预热器在上述设计预期和实际运行中的冷端低温腐蚀程度可以接受的话，本项目中的烟气换热器在材料优于或者等于锅炉空气预热器、壁温高于或者等于71.5℃的条件下，烟气换热器运行中可有效控制低温腐蚀。

低温烟气换热器与目前普遍采用的回转式空气预热器相比，首先工作环境相同，均处于锅炉尾部烟气温度较低部位，控制目标是烟气温度，主要措施是防止传热低温侧过度吸热致使高温侧烟气温度降低，烟气中的SO2、SO3分压气体低于其露点温度而在金属表面结露，与烟气中的水分子结合形成H2SO3和H2SO4液体造成金属低温酸腐蚀。其次传热介质相似，高温侧是相同的烟气，低温侧预热器是空气，换热器是凝结水，低温侧对金属损害可忽略，防范重点是在传热高温侧。

2)金属壁温的运行控制方式。

烟气换热器传热管的实际运行金属壁温取决于烟气温度、冷凝水温度、烟气侧传热系数、水侧传热系数、传热管型式等因素［2］。控制思路是:在机组满负荷工况，传热管金属管壁温度设计取值为71℃;在机组部分负荷运行工况，采用烟气热量回收装置传热管壁温自动控制系统，保证运行中传热管金属管壁温度不低于71℃。

实现烟气换热器传热管金属壁温运行控制的原则性热力系统图，如图2所示。

图2 金属壁温热力系统图

在系统运行中，当烟气换热器出水温度低于第7级低加(图2中为第二级低加)出水温度时，开大调节阀开度，增加第7级低加进水流量，减少烟气换热器进水流量，直至热量回收装置出水温度和第7级低加出水温度相等;当烟气换热器出水温度高于第7级低加出水温度时，减小调节阀开度，减少第7级低加进水流量，增加烟气换热器进水流量，直至烟气换热器出水温度和第7级低加出水温度相等。

实际运行中的第7级低加冷凝水出水温度高于表1所列相应工况时的数据，由于汽轮机各级抽汽回热自动平衡，当第7级低加冷凝水出水温度高于汽轮机热力系统设计数据时，不仅第7级低加的蒸汽消耗量将减少，第6级低加、第5级低加的蒸汽消耗量都将相应减少，由于各级抽汽的蒸汽能量品位不同，所以减少相应高参数抽汽口的抽汽量有利于提高系统循环热效率。

第二，当机组负荷降低时，第7级低加冷凝水进口温度相应降低，由于控制低温腐蚀的要求，烟气换热器的传热管金属壁温不允许降低，所以要考虑热水再循环方式，在机组负荷较低时提高烟气换热器的进水温度，保证安全可靠运行。

再循环回路的控制原理:当烟气换热器的进水温度低于65℃时，开启再循环泵，调节热量回收装置的进水流量使其进水温度等于65℃，从而保证机组各种负荷工况下，烟气换热器传热管的最低金属壁温都能高于71℃，确保安全可靠运行。

3)烟气热量回收装置传热管堵灰情况分析及解决办法。

锅炉烟气中的灰不仅会污染传热管表面［3］，影响传热效率，严重时还会堵塞烟气流动通道，增大烟气流动阻力，甚至影响安全运行，不得不停机清灰。

根据上节分析，热量回收装置运行中，保证传热管金属温度高于烟气中水蒸汽露点温度，因此传热管上不会造成水结露，所以传热管上的积灰为干灰。对于系统设计而言，也必须在运行中保证传热管上的积灰为干灰。

对于干灰的清理，主要考虑三个措施［3］:

第一，烟道内烟气流动通畅，结构设计上不出现大量积灰源，同时保证吹灰器能吹到所有的管束，不留吹灰死角。

第二，烟气流动速度均匀，设计烟气流速高于10m/s，使得烟气在流动中具有一定的自清灰功能。

第三，采用蒸汽吹灰器或者压缩空气吹灰器定时吹灰，保证传热管积灰程度在可以允许的范围内、使烟气流动阻力的增大幅度和传热能力的降低幅度都在允许范围内。

1.2.3 换热系统主要设备及参数

1)烟气换热器:烟气换热器传热管设计考虑采用高频焊翅片管，采用高频焊翅片管不仅可以强化传热，而且能减轻低温腐蚀;传热管管材从冷端依次选择316L、ND钢、考顿钢，根据设备寿命设计要求和工程投资额度情况具体确定设计压力为1.5MPa，设计温度为150℃，烟气流量为3227902Nm3/h，烟气进出口温度为123/85℃，烟气流动阻力损失为1200Pa，冷凝水流量为1166t/h，冷凝水进出口温度为63/75℃，冷凝水流动阻力损失为～0.3MPa，传热功率为43000kW。

2)再循环泵:再循环泵流量为60kg/s(216t/h)，再循环泵扬程为50m，再循环泵效率为75%，再循环泵功率为45kW。

3)冷凝水升压泵流量为1290t/h，冷凝水升压泵扬程为75m，冷凝升压泵效率为80%，冷凝升压泵功率为410kW。

4)第7级低加进水流量调节阀:设计压力为4.0MPa，设计温度为100℃，阀门压差为0.5MPa，阀门流量为900t/h，口径为DN400。

5)再循环流量调节阀:设计压力为4.0MPa，设计温度为100℃，阀门压差为0.5MPa，阀门流量为60kg/s(216t/h)，口径为 DN100。

2 经济性分析

2.1 采用烟气换热器系统后相关汽轮机节能数据

经与汽轮机主机厂沟通，得到百万千瓦级汽轮机主要工况相关数据，见表2。

表2 汽轮机节能数据

2.2 采用烟气换热系统投资分析

此方案的初步投资分析暂按汽机TRL工况，年发电设备利用小时数按5500小时计算。根据《电力工程经济分析暂行条例》的规定，技术经济比较方法采用“年费用最小法”。其中，投资回收率r按国家计委发布的《建设项目经济评价方法与参数》的规定取0.10，回收年限为n，年固定费用率为r(1+r)n/［(1+r)n-1］，则年费用 NF=1.05x 总投资Z0x年固定费用率+年运行费用。

一台机组烟气换热系统所需投资资金如表3所示。