某660MW机组暖风器改造方案浅析

薛方明，苏靖程，刘秀如，孙漪清

(华电电力科学研究院有限公司北京分院，北京 100160)

南方某电厂建设有2×660 MW级超超临界燃煤发电机组，同步建设烟气脱硫、脱硝设施，两台机组已于2015年底相继投产，目前基本运行良好。两台锅炉为超超临界参数变压运行直流炉、单炉膛、一次再热、平衡通风、固态排渣、全钢构架、全悬吊结构；锅炉采用露天封闭、П型布置；锅炉制造厂家为上海锅炉厂有限责任公司。本工程锅炉配备两台三分仓式回转式空气预热器。空气预热器主轴垂直布置，烟气和空气以逆流方式换热；原有空气预热器进风加热方式采用热风再循环系统。空预器旋转方向为烟气侧，至二次风，至一次风，至烟气侧。在实际运行过程中，因热二次风粉尘含量较大，对回转式空预器换热面冲刷严重，运行中出现回转式空预器冷端换热面积盐和积灰的问题。经过运行一次风机、送风机叶片磨损非常严重，已将叶片上的耐磨片磨穿，需返厂进行处理。因此本方案拟采用在空预器进口增加一风机、送风机(二次)暖风器，将空预器入口风温提高，替代原有的热风再循环系统，并就此进行可行性方案探讨。

1 设计边界条件确定及计算

1.1 原始计算条件

电厂现有燃煤的含硫量均小于1.0%，若技改后可，风温提高，可改燃用高硫煤以降低燃料成本，冲抵本次改造的投资及运行费用。故原始计算条件按照燃煤采用Sy=1.5%来计算，并以此确定暖风器温升[1-2]。

1.2 一次风机、送风机出口暖风器温升及功率核算

SCR法烟气脱硝的实际运行过程中，因为保证氮氧化物达标排放，氨逃逸的问题不可避免。燃煤中硫分，燃烧之后产生SO3并与烟气中的水蒸气混合形成硫酸蒸汽，因为烟气中SO3含量远大于氨气含量，氨与硫酸蒸汽在一定的温度下反应生成硫酸氢铵[3-4]。因硫酸氢铵在一定温度区间内生成，当含有硫酸蒸汽和氨的烟气在空预器的冷端极易沉积产生硫酸氢铵积盐的问题。因硫酸氢铵具有粘稠状的物理特性，常规的蒸汽吹扫很难清除空预器上的硫酸氢铵积盐。最终由于堵塞导致空预器的运行阻力增加，增加一次风机，引风机，送风机能耗，并影响锅炉带负荷，产生炉膛负压波动等问题。

燃料含水以及燃料燃烧过程中产生的水蒸汽，是锅炉排烟中水蒸汽的主要来源。当换热面温度低于烟气的露点温度(45～65℃)时，水蒸汽在换热面上凝结，对换热器产生腐蚀，且凝结水捕集烟气中的灰粒，导致尾部换热器出现结垢性积灰。此外，由于燃料中含有硫份，燃烧过程中产生SO3，SO3与水蒸汽结合生成H2SO4蒸汽，导致烟气露点温度升高，对设备的腐蚀性增加，硫酸蒸汽凝结捕集飞灰及氨气导致积盐积灰问题。因此换热设备壁面温度低于烟气酸露点温度，是产生低温腐蚀和低温积灰积盐的根本原因。在实际的生产过程当中，硫酸氢铵积盐直接与氨逃逸量和燃煤硫分正相关。硫酸氢铵的熔点温度在147℃，当空预器的金属壁温低于该温度时，硫酸氢铵蒸汽会在空预器表面沉积形成积盐。目前电厂现有燃用煤种含硫量基本小于1.0%，为降低生产成本，在增加暖风器设备，提高一次风机、送风机的出口风温后，可改为燃用含硫量为1.5%的燃煤。根据《锅炉机组热力计算标准方法》烟气露点计算公式可计算出燃煤锅炉含硫1.5%情况下，含水率10%的情况下，烟气露点温度为150℃，即暖风器的设计冷端综合温度应为150℃，设计要求锅炉的排烟温度(暖风器出口排烟温度)与环境温度(风温)之和应高于冷端综合温度。冬季该地区最低月份平均气温5℃计算，锅炉的排烟温度在125℃，计算得到目前锅炉排烟温度与环境温度之和为130℃低于烟气的冷端综合温度。空预器出口的排烟温度与环境温度之和低于含硫1.5%含硫烟气的冷端综合150℃，导致硫酸在空预器冷端凝结产生酸露点腐蚀，并且与烟气中逃逸的氨形成硫酸氢铵结晶，导致冷端空预器发生严重积盐和腐蚀的问题发生。

为解决空预器的积盐和腐蚀问题，应将锅炉空预器尾部的冷端综合温度提高比150℃高10～15℃。通过提高排烟温度或者是提高回转式空预器入口冷风温度，均可以使排烟温度与入口风温之和大于冷端综合温度。根据冬季空预器最低出口温度为125℃计算，按照冷端综合温度应比计算冷端综合温度150℃高10～15℃设计，则暖风器入口风温需大于35℃(150+10-125=35)，即空预器入口烟气温度应在35～40℃，按照空预器入口烟气温度40℃计算，暖风器的设计温升应确定为35℃，可保证在冬季情况下设备不发生腐蚀和积盐的问题。35℃温升确定了暖风器总换热功率为23400 kW。

2 热源比较

2.1 热源对比

暖风器通常有热水加热或蒸汽加热作为热源，热水加热的水量较大，设备换热面积较大，系统阻力较大，但不需考虑疏水系统，且能耗较低；蒸汽加热通常采用电厂辅助蒸汽作为汽源，设备换热面积较小，设备体积较小，系统阻力较小，但需要增加疏水系统。以下就两种热源提出具体方案比较。

2.2 采用气水换热

2.2.1 采用低低温省煤器出口热水做热源

该锅炉发电机组尾部，在每台电除尘器进口烟道上配置有4台低温省煤器作为余热回收装置，采用凝结水回收烟气余热，其中凝结水从7#低加出口凝结水管道引至电除尘器进口烟道前低温省煤器后，再接入6#低加进口，降低电除尘器进口烟气温度至95℃，以提高电除尘器的除尘效率。低温省煤器出口热水温度为98～100℃，若采用低温省煤器出口热水作为暖风器热源，与冷一次风和冷二次风进行交换，按暖风器进口水温98℃，暖风器出口水温65℃计算，暖风器与热水的换热温压为48℃，按冷风温度5℃计算，提高风温35℃，即一、二次风机出口风温40℃，单台机组最大需热水流量550 t/h。现有锅炉尾部低温省器进出口烟气温降按30℃计算，低低温省煤器可提供的最大热水流量为550 t/h，但由于电厂实际运行情况低温省煤器的热水流量通常为220～300 t/h左右，最大才有550 t/h，尤其在冬季更加如此，无法达到最大热水量，由于换热水量不足，不能满足冬季5℃以下的要求，则此方案实施性不强。

此方案的优点，低低温省煤器位于主厂房尾部，低低温电除尘器的入口，距离送风机、一次风机很近，换热的热水管道可从低温省煤器进出口凝结水管就近接入，缺点是换热水量有限，系统可调节性不强。此方案消耗的热能由6号低加加热补回，即相当于消耗的是6级低压抽汽。

2.2.2 采用6号低加出口凝结水做热源

采用6号低加出口的凝结水作为热源，正常额定工况下，其水温为125.6℃，加热水从凝结水母管为Φ457×19上引出，送至一次风和送风机出口换热后，回至6号低加进口凝结水母管，母管管径也为Φ457×19，回水温度为70℃。管道需从汽机房除氧间低加加热器布置层送至锅炉房尾部，管道稍长。此方案换热热源品味较高，换热面积，设备体积较方案一小，单台机组暖风器热水循环量为375 t/h，较方案一小。母管凝结水量足够，系统可调节性强。能满足冬季极端温度下的换热要求。此方案消耗的热能由6号低加加热补回，即相当于消耗的是6级低压抽汽。

2.2.3 采用7号低加出口凝结水做热源

采用7号低加出口的凝结水作为热源，正常额定工况下，其水温为71.5℃，回水温度为50℃；加热水从凝结水母管为Φ457×19上引出，送至一次风和送风机出口换热后，回至7号低加进口凝结水母管。管道需从汽机房除氧间低加加热器布置层送至锅炉房尾部，管道稍长，系统可调节性强。对电厂热效率影响最小，系统经济损失最小。但设备体积庞大，换热面积最大，投资最大。此方案消耗的热能由7号低加加热补回，即相当于消耗的是7级低压抽汽。系统损失能耗最低。

2.2.4 采用7号低加出口至低省入口凝结水母管做热源

采用7号低加出口的凝结水至低省的入口母管作为热源，正常额定工况下，其水温为71.5℃，回水温度为45℃，加热水从凝结水母管为Φ457×19上引出，送至一次风和送风机出口换热后，回至低省回6号低加进口的凝结水母管。引管采用低温省煤器现有旁路管道，在低温省煤器端再新增DN400的旁路母管，分别接入新增暖风器，加热系统与现有低省系统并联。该方案设备体积庞大，换热面积同方案三，但可利用现有凝结水管道的压差，不需要增加循环泵，可节省汽机至锅炉尾部的旁通管路的投资，不需要在汽机侧新增给水旁路开口，较方案三有经济优势。此方案消耗的热能由6号低加加热补回，即相当于消耗的是6级低压抽汽。

2.3 采用气汽换热

2.3.1 采用引风机背压排汽做汽源

该电厂的辅助蒸汽为4级抽汽(1.36 MPa，397℃)，4级抽汽供汽至锅炉给水泵汽轮机及除氧器、厂区用汽，引风机汽轮机进汽是由锅炉低温再热器出口(5.63 MPa/512℃)提供,小汽轮机型号为B3.8～5.3/1.3，汽轮机排汽参数为1.3 MPa，350℃，目前在周边热负荷不足的情况下，排汽由Φ425×10的管道送至辅汽联箱，预留有对外供热的接口。暖风器加热蒸汽可以辅汽联箱的抽汽和引风机汽轮机背压排汽作为汽源，可直接从引风机背压排汽管道与辅汽联箱之间的连接管道引出加热汽源，此管道距离一次风机和送风机出口的位置较近。

其蒸汽参数为350℃、1.3 MPa，此蒸汽作为热源，提高一次风和二次风的空预器入口风温。单台机组引风机汽轮机额定蒸汽排汽流量为58 t/h，可以满足暖风器的换热要求。但蒸汽品味较高，价值较大，在对外供热需求旺盛的情况下，此方案经济损失较大。

进暖风器之前的蒸汽压力按1.3 MPa，暖风器出口疏水温度按95℃计算，蒸汽暖风器蒸汽与空气的换热温压为105℃。此方案热源管道管径为Φ426×10距离一次风机、送风机位置较近，设备体积最小，需考虑换热后的疏水系统，换热后的疏水经疏水箱收集后用疏水泵打至除氧器。此方案消耗的热能是4级低压抽汽，热能品味最高。

2.3.2 采用6级低压抽汽做汽源

该电厂的汽轮机具有八级调整抽汽。其中六级抽汽供给6号低压加热器。其蒸汽参数为0.25 MPa，温度为198℃。母管管径为Φ820×12，管道需从汽机房除氧间低加加热器布置层送至锅炉房尾部，管道较长。设备体积相对方案四较大，对系统的影响较小，投资较大。

3 方案比选

(1)方案五采用汽动引风机排汽作为暖风器热源，排汽管道接近暖风器的安装位置，新增蒸汽主管道最短。热源的温度较高，暖风器的换热面积最小，重量最轻，项目的前期投入较小。但因采用的蒸汽等级较高，项目运行的成本最高。因设备体积小可以采用可旋式结构，在暖风器不需要投运的时候，暖风器可通过旋转执行结构旋转到与烟道平行的位置，减少暖风器带来的阻力增加的问题。

(2)方案二采用低温省煤器出口热水、采用6#低加抽汽和6#低加抽汽出口的凝结水，替代的均为同一等级的蒸汽，设备投资适中，设备运行费用适中。

(3)方案一：低低温省煤器安装位置在锅炉除尘器前的尾部烟道，低省热水出口位置与暖风器安装位置较近，主给水管路较短。但是因低温省煤器提供的热源有限，水量通常为220～550 t/h，对应提高的温升为15℃到35℃；在冬季极端温度运行时，以及在低负荷情况下，此时流出低省的循环水量不足，无法满足风机空气出口温度提高35℃温升的要求。故此方案不予采用。

(4)方案六采用6#抽汽作为暖风器热源，因热源温度高且为冷凝换热，暖风器的换热面积和设备重量仅次于采用汽动引风机排汽作为热源的暖风器。但因蒸汽压力较低，蒸汽流量较大，采用的主蒸汽管道直径最大，且热源点离暖风器的安装位置较远，造成主蒸汽管道的投资较大。此方案也不推荐。

(5)方案二采用6#低加凝结水作为暖风器热源，因6#低加出口水温较高，该方案的管道直径最小，并且同时满足冬季运行时对暖风器出口空气温度温升超过35℃的设计要求，设备换热面和重量介于6#低加抽汽暖风器和低温省煤器热水作为热源的暖风器，设备的投资和运行费用均较为适中。此方案较为理想。

(6)方案三:采用7#低加出口热水作为暖风器的热源，该方案替代的蒸汽等级最低，运行费用最低。换热后回到7#低加入口，回水温度为50℃，但因热介质的温度较低、流量较大，造成该方案的前期投入较大，设备的换热面积和重量较高，且设备体积的增加导致新增暖风器对一、二次风风道内的阻力增加，造成一、二次风风机轴功率上升的问题。

(7)方案四:采用7#低加出口至低省入口的凝结水母管作为暖风器热源，换热后回到低省出口至6#低加入口母管，热源温度同方案三，换热后回水温度为45℃，由于温差多5℃，设备尺寸较方案三更大，但循环泵所需压头最小甚至可利用现有系统压差，同时换热管道可利用现有管道，运行费用也最低。但替代的蒸汽等级同方案一、二、六。