萨拉齐电厂300MW循环流化床锅炉机组耦合空气透平系统试验方案研究

王玉召，李建锋

（1.承德石油高等专科学校，承德067000；2.中国电力企业联合会，北京100055）

据中国电力企业联合会统计，我国规模以上火力发电机组2011年的发电标准煤消耗总量超过12亿t.在可以预见的将来，我国以燃煤为主的发电方式不会有很大的改变.大量煤炭的燃烧带来了严重的环境污染问题，如产生大量的SO2、NOx和粉尘等污染物，同时也会产生大量的CO2，引发较严重的温室效应.为了降低燃煤消耗量，科研工作者在努力研究各种新的技术或方法来提高发电机组的发电效率［1-9］.

与直接提高发电效率相比，降低火力发电厂的厂用电率是提高火力发电厂效率最直接的手段之一.目前，火力发电厂常用的降低厂用电率的方法有变频调速技术、电磁调速技术及小型汽轮机驱动技术等.除非机组的辅机设备选型偏大，否则在采用变频或电磁调速技术时，节电效果受机组负荷的影响较大，尤其是在高负荷下，该技术节电效果更有限.而且在采用变频技术时，由于风机或者水泵转速的改变，其工作状态往往会偏离设计工况，风机或者水泵本身效率会降低.采用小汽轮机驱动给水泵或者风机的方式可以降低火力发电厂的厂用电率，但由于小汽轮机的相对内效率远低于主汽轮机的低压缸内效率，再加上抽汽时的节流损失、管道损失以及排汽损失，所以采用小型汽轮机驱动的方式降低厂用电率时，在火力发电厂负荷较高的情况下，火电厂的供电煤耗反而会有所上升.

因此，为了降低厂用电率，提高火电机组的系统效率，李建锋等通过移植涡扇航空发动机技术［10-11］，提出了一种空气透平系统与火力发电机组相耦合的新的技术方案［12-14］.该技术方案通过在锅炉送风机的出口抽取少部分锅炉给风，经过压气机进一步压缩后送入一个高温换热器中加热，加热后的高温高压空气驱动透平，做功后的空气作为二次风送入锅炉炉膛，透平的输出功除驱动压气机外，还可以取代部分厂用电，高温换热器的热源为高温烟气.与采用小型汽轮机降低厂用电率相比，采用该技术方案相当于将小汽轮机的排汽热损失用于加热锅炉送风，所以提高了系统效率.

1 试验方案

试验机组为萨拉齐电厂300 MW 循环流化床锅炉机组，该机组采用亚临界参数、自然循环、一次中间再热国产循环流化床锅炉，锅炉紧身封闭布置.锅炉容量和主要参数与300 MW 空冷汽轮机参数相匹配，锅炉机组的相关参数见表1，锅炉的热流分布见图1.

制定试验方案的首要目的是验证该系统的可行性，所以尽管比较合理的机组厂用电率的降低幅度约为2%～3%［12-13］，但综合考虑试验系统的经济性和风险性以及国产烟气轮机系列型号和性能参数后，空气透平系统的输出功率确定为1 400kW，厂用电率的降低幅度仅为0.5%.根据对国产烟气轮机以及压气机型号的调研，空气透平系统的设备性能参数见表2.其中，高温换热器采用热管式换热器，由于锅炉炉膛内部容积有限，所以高温换热器布置在锅炉的外面.压气机直接从环境中吸取空气，从而可以避免对风机风道进行改造，降低试验成本.另外，考虑到换热器的材质及造价，取换热器出口空气温度为650℃.从提高机组效率的角度来看，因为耦合了新的系统，一部分空气将流经压气机，造成空气预热器的空气流量减小，导致排烟温度升高.为了防止排烟温度升高，需要对空气预热器进行相应改造.因此，根据对空气预热器改造与否又制定了3种试验方案.

表1 萨拉齐300 MW 循环流化床锅炉机组的相关参数Tab.1 Operational parameters of Salaqi 300 MW CFB boiler unit

图1 300 MW 循环流化床锅炉热流图Fig.1 Heat flow diagram of the 300 MW CFB boiler

表2 空气透平系统主要设备的性能参数Tab.2 Performance parameters of main test facilities in the air turbine system

方案1：不改造空气预热器，仅在原锅炉机组上耦合空气透平系统，即从锅炉炉膛出口开孔，抽取部分烟气，该部分高温烟气在高温换热器内放热后一直冷却到与空气预热器入口烟气温度相同，该部分烟气可以直接并入空气预热器，利用空气预热器处烟气与锅炉炉膛出口处烟气的压差自动抽取高温烟气，从而可以降低试验成本.

方案2：除了改造空气预热器外，其余部分以及性能参数与方案1中相同.在方案2中，通过增加空气预热器的受热面来保持排烟温度不变，但是锅炉的热风温度会得到较大幅度的提高.

方案3：不改造空气预热器，但是增加高温换热器低温段的换热面积，即通过冷空气来降低抽出烟气的温度，一直将排烟温度降至与锅炉排烟温度大致相同，约为135℃，然后将高温换热器的排烟直接送入除尘器.

2 3种方案的性能比较

3种试验方案的系统热流分布图见图2，性能试验参数的比较见表3.在图2中，取0 ℃为热流计算的基准点，其中送风温度39.89 ℃为一次风温和二次风温的加权平均值.

从图2可以看出，机组耦合了空气透平系统后，高温换热器从烟气中吸收的热量除了转换为功外，其余大部分通过透平排气又送回了锅炉炉膛.对比图1和图2可以看出，在耦合了空气透平系统后，空气预热器出口的热风温度得到不同程度的提高，尤其是在方案2中，由于改造了空气预热器，热风温度提高幅度最高，达到11K，而且方案2中由于改造了空气预热器，所以煤耗量的增幅最小.在方案1中，因为没有改造空气预热器，所以排烟温度最高，排烟热损失也最大.在计算耦合系统的各项性能参数时，假定除排烟热损失外，其他热损失保持不变.

表3 3种方案性能参数的对比Tab.3 Comparison of performance parameters among the three schemes

从表3可以看出，由于耦合了空气透平系统后锅炉机组的煤耗量增加，所以机组的热耗量也会增加，方案2的煤耗量最少，因此热耗量也最少，空气透平系统的发电效率最高；方案1由于没有改造空气预热器，所以排烟温度升高，额外带走了一部分热量，导致空气透平系统的效率最低.在计算中，取空气透平系统的发电效率为其输出功率与机组增加热耗量的比值.

由于透平的排汽作为锅炉的二次风送入炉膛，因此透平系统可以节省一部分风机电耗，考虑节省的风机电耗后，空气透平系统的供电效率最高可以达到90.31%，接近锅炉效率.

原锅炉机组空气预热器的换热温差为76.72 K，如果采用方案1，则换热温差降低至74.9K，意味着换热量减少，排烟温度升高；如果采用方案2，因为热风温度提高，则换热温差进一步降低至70.16K，需要增加较多的换热面积.另一方面，对于高温换热器而言，如果烟气温度降至301℃，则换热温差为227.2K，如果通过增加换热面积将烟气冷却至135 ℃，换热温差将降低至89.25K，仍然高于空气预热器的换热温差，所以整体增加的换热面积小于方案2中增加的换热面积.方案3的空气预热器换热温差降低，但是烟气与空气流量均有减小，所以排烟温度为135.5 ℃，与锅炉原来的排烟温度相差不大.

经初步估算，采用方案1、方案2和方案3的投资成本分别为2 319万元、2 871万元和2 439万元，考虑到系统的效率以及投资，方案3的投资成本较小、效率较高，且对锅炉改动较小，应该是最佳方案.

图2 耦合系统的热流分布图Fig.2 Heat flow diagram of the coupling system

3 几个重要问题的探讨

在试验过程中，耦合空气透平系统后对燃烧的影响、换热器的结构形式、烟气的抽取与回送以及系统的调节是很重要的几个问题，需要对其进行认真分析与研究.

考虑了透平的排气热量后，对入炉风温加权计算的结果表明，耦合了空气透平系统后，锅炉整体的送风温度提高，在改造空气预热器的情况下，最高可以提高20K 以上，见表3.因此，耦合空气透平系统后对锅炉的整体燃烧状况有利，因为燃烧需要足够的氧气、燃料以及足够高的温度，提高入炉风温，能够有效促进燃烧并提高燃烧效率，降低飞灰含碳量，这对于飞灰含碳量较高的锅炉或者燃用不易着火煤种的锅炉有利.

在综合考虑了现有高温换热器的结构形式后，热管换热器具有阻力小、可靠性高、能够承受较大的烟气温度波动的优点，所以在本试验方案的制定过程中，热管换热器为首选形式.但是因为空气侧的压力相对较高，烟气侧的压力为常压，热管换热器中间的隔板既要受到两面热气的烘烤，又要承受空气的压力，所以材质的选择与强度设计有一定困难，尤其是采用逆流布置方式时热空气出口／热烟气进口处困难更明显.

目前的解决方案主要有2个：一是在中间隔板靠近热空气出口／热烟气进口处安装冷却管道，管道中通有一定量的冷却水，从而可以使隔板温度保持在一定范围内，提高隔板强度，但是会降低换热器的换热效率；第二个方案如图3所示，即在靠近热空气出口部分安装折流板，使大部分冷空气与热烟气的换热采用逆流布置方式，而少部分空气则采用先顺流再逆流的布置方式，以便对热空气出口／热烟气进口处隔板进行冷却，降低隔板温度.当然，两部分冷空气量的比例以及折流板的安装位置和长度还需要通过进一步计算确定.

图3 热管换热器结构示意图Fig.3 Structural diagram of the heat pipe exchanger

在采用方案1和方案2时，经过计算，当抽取烟气量为13.64kg／s时（方案3为10.8kg／s），如果烟气流速为10m／s，则需要在锅炉炉膛上部开2个2.56m2的孔；由于烟气温度降低后，烟气体积流量减少，所以在锅炉尾部烟道空气预热器前开2个大小为1.21m2的孔即可.当然，在采用方案3时，烟气回送位置放在空气预热器后，由于烟气流量仅有10.8kg／s，且烟气温度更低，回送位置的负压更低，所以开孔的面积更小.

另一方面，为了便于安装调试系统和检修，在高温烟道和高温换热器后的低温烟道上均应安装烟气风门.在运行中，高温侧的烟气风门全开，烟气流量依靠低温侧风门调节，从而可以防止调节风门被高温烟气加热变形后卡死，系统可靠性提高.高温烟气风门的安装位置也需要认真考虑，因为在系统退出的时候，为了防止烟气风门受到炉膛内高温烟气的直接烘烤产生变形，可以将高温烟气风门远离炉膛开孔，而且最好安装在与开孔位置有一定距离的竖直段中，如图4所示.这样，挡板上方的拐角能够阻挡炉膛高温火焰产生的热辐射，同时挡板上方的烟气还可以起到隔热作用.

图4 烟气的抽取与回送Fig.4 Extraction and return of flue gas

4 结 论

在火电机组耦合了压缩机、高温换热器以及空气透平后，机组的厂用电率可以有较大的节能潜力.因此，如果火力发电机组与空气透平耦合系统能够在电厂得以实施，最终可较大幅度地降低电厂的供电煤耗.经过对3种试验方案进行详细分析，方案3应该是最佳方案，该方案与方案1相比，由于排烟温度较低，所以系统的节能效果较好；与方案2相比，由于不改动空气预热器，所以对锅炉部分的改动最小，因此整个试验对系统正常运行的影响也最小.但为了更好地发挥系统的节能效果，在今后实际实施该系统时，空气预热器也应该进行相应改造.

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