某2 030 t/h W火焰锅炉低负荷下再热汽温偏低原因分析及对策

2020-12-05梁仕铓张海龙聂剑平

热力发电 2020年9期

杨辉，梁仕铓，杨玉，苏林，张海龙，聂剑平

（1.西安热工研究院有限公司，陕西西安 710054；2.华能重庆珞璜发电有限责任公司，重庆 402283）

一次中间再热锅炉再热汽温主要通过燃烧器摆角和尾部烟气挡板进行调节[1]，并配置有再热器喷水减温器，以适应机组负荷、燃煤煤质、配风方式、受热面积灰等因素对再热汽温的影响，保证再热汽温在不同负荷下能够达到设计值。一些锅炉再热器受热面积布置不足，或者过热器与再热器受热面积的分配比例不当，额定负荷下再热汽温能够达到设计值，在中低负荷下即使充分发挥燃烧器摆角或尾部烟气挡板对再热汽温的调节作用，仍无法使再热汽温达到设计值[2-5]；一些锅炉再热器分为壁式再热器和高温再热器2级布置，低氮燃烧器改造后由于炉膛出口烟温下降，壁式再热器辐射换热能力下降，导致再热汽温低于设计值[6-8]。

当前燃煤机组年利用小时数逐年下降[9]，锅炉通常采取深度调峰方式运行，在此背景下，中低负荷下锅炉再热汽温较设计值偏低的问题更为突出。目前，行业内对四角切圆燃烧、对冲燃烧锅炉再热汽温问题的研究较为广泛，而对W火焰锅炉再热汽温的问题较少涉及。本文通过对某2 030 t/h W火焰锅炉进行热力计算，并借助Ansys Fluent进行炉内的燃烧过程数值模拟，提出了解决某W火焰锅炉再热汽温偏低的方案，供同类型机组参考。

1 设备概况及存在问题

1.1 设备概况

某电厂600 MW机组锅炉为采用美国福斯特-惠勒能源公司技术制造的亚临界压力、中间一次再热、双拱形、W火焰燃烧、尾部双烟道结构、固态排渣、自然循环汽包锅炉。锅炉燃烧设备采用36只双旋风筒煤粉燃烧器，前后炉拱上分别错列布置18只。每只燃烧器均有独立的配风单元，每个单元分成A、B、C、D、E、F共6个风室，每个风室入口均设有风门挡板。燃尽风位于上炉膛31.5 m标高处，水平布置。

过热器系统采用该公司典型布置，传热方式为辐射-对流型。从汽包中分离出来的饱和蒸汽依次经顶棚过热器、热回收区、低温过热器、中温过热器和高温过热器。低温过热器位于后竖井后烟道，中温过热器位于炉膛上部，高温过热器悬吊在炉膛折焰角上方及水平烟道区域内。过热器系统的2级喷水减温器分别位于低温过热器与大屏过热器、大屏过热器与高温过热器连接管之间。

再热器系统按蒸汽流程分为低温再热器和高温再热器，低温再热器水平布置于后竖井前烟道内，高温再热器悬吊在水平烟道内及后竖井区域。再热蒸汽温度的调节通过位于后竖井的烟气调节挡板进行控制，且在再热器入口的进口管道设置事故喷水减温器。

锅炉设计保证额定过热汽温的负荷范围为50%~100%BMCR，保证额定再热汽温的负荷范围为60%~100%BMCR，在上述范围内运行时，过热器和再热器出口汽温保持在额定值，偏差不超过±5 ℃。锅炉设计参数见表1。

表1 锅炉设计参数Tab.1 Design parameters of the boiler

1.2 存在问题

锅炉设计参数中，在75%THA工况下再热器侧烟气挡板开度为72.4%、过热器侧烟气挡板开度为27.6%时，再热汽温达到设计值；在50%THA工况相近的尾部烟气挡板开度下，尾部烟气挡板对再热器的吸热分配已经到达最大状态，基本没有调节裕量，再热汽温仅能够达到517.6 ℃。

锅炉实际运行中，450 MW（75%THA）以上负荷运行时，再热蒸汽温度可以达到设计值541.0 ℃。在75%THA以下负荷运行时，再热蒸汽温度达不到541.0 ℃，机组负荷越低，再热汽温越低。机组在50%THA工况下，再热器侧烟气挡板开度75%，过热器侧烟气挡板开度33%，过热器减温水量达117 t/h，较设计值23.4 t/h偏高较多；A/B侧再热汽温分别为512 ℃/529 ℃，算术平均温度为520 ℃，与期望值541 ℃相差21 ℃，影响汽轮机热耗率升高52.5 kJ/(kW∙h)，发电煤耗增加2.1 g/(kW∙h)。

2 锅炉热力计算与数值模拟

选取锅炉常用入炉煤作为热力计算煤种，空气预热器漏风系数根据近期漏风率测试试验结果选取，锅炉炉底漏风系数取值0.02%，空气预热器进口风温取实际运行温度40 ℃，对比锅炉100%、75%、50%负荷实际运行参数与锅炉热力计算结果发现，两者计算结果相近，热力计算程序能够满足计算要求。

为了掌握低负荷时不同磨煤机组合对炉膛烟气温度分布的影响，采用商业软件Ansys Fluent对炉内的燃烧过程进行数值模拟，锅炉模型及网格划分如图1所示。

图1 锅炉模型及网格划分Fig.1 The boiler model and its mesh generation

湍流流动采用realisablek-模型模拟，用Lagrangian方法模拟固体颗粒的运动。炉膛内的主要传热形式为辐射，因此用DO模型计算辐射传热。煤粉燃烧过程可分为2部分：1）挥发分从煤粉颗粒中析出，然后以气态形式燃烧；2）残留的焦炭颗粒进行非均相氧化过程。其中，挥发分的析出过程采用被广泛使用的两步竞争模型计算，该模型假设挥发分的析出速率取决于2个竞争的反应，一个在低温时占主导地位，一个在高温时占主导地位。挥发分的均相燃烧假设化学反应速率无限大，只要混合就燃烧。瞬时的组分质量分数用瞬时混合物的组分表示，单个组分的质量分数由平均混合组分和组分变量决定。化学反应和湍流之间的相互作用采用PDF模型考虑。另外，非均相氧化过程的反应过程用Field模型计算，其中反应速率取决于化学动力学速率和外部氧气扩散到焦炭表面的速率。

3 再热汽温偏低原因分析

3.1 磨煤机组合方式

通过CFD模拟了100%与50%负荷下，不同磨煤机组合方式对炉膛烟温分布的影响，结果如图2所示。

图2 50%负荷时不同磨煤机组合下的炉内温度Fig.2 The temperatures inside the furnace at 50% load with different coal mill combinations

由图2可以看出，100%负荷下在10、31 m标高处存在2个炉膛烟温峰值，其中10 m标高位于拱下区域，为煤粉下行射流着火燃烧位置，31 m标高正好为燃尽风燃烧器标高上方，表明未燃尽煤粉遇燃尽风射流风发生再次燃烧放热。50%负荷下炉内温度显著降低，上炉膛的高温火焰区基本消失，不同磨煤机组合方式对炉内的温度影响不明显，炉膛出口烟气温度差别较小。

图3比较了满负荷和50%负荷下的炉内温度分布。从图3可以看出，满负荷时上炉膛存在1个高温区，而在50%负荷下上炉膛则没有这个高温区。主要原因是低负荷时，下炉膛的空间足够大，喷入下炉膛的煤粉能够与氧气充分反应燃烧，进入上炉膛的未燃尽挥发分较少，因此没有产生上炉膛的高温。

CFD计算表明，由于锅炉所有主燃烧器布置在拱上同一标高位置，且向下射流，在实际运行中炉内火焰中心高度难以调整，与其他炉型通过投运不同标高燃烧器改变火焰中心高度不同，W火焰锅炉负荷越低，火焰中心越低，导致低负荷下，炉膛出口烟温更低，因此无法依靠调节火焰中心高度来提高再热蒸汽温度。

图3 炉内温度分布Fig.3 The temperature distributions in furnace

3.2 尾部烟气挡板

作为对流传热型式的再热器，通过开大再热器侧尾部烟气挡板，减小过热器侧尾部烟气挡板，使低温再热器侧烟气流量越大，吸热量增多，有利于提高再热汽温。

在330 MW负荷下对再热器挡板不同开度工况进行热力计算，结果见表2。由表2可见：维持锅炉运行氧量在5.4%，再热器烟气挡板开度从60%提高到75%，再热汽温从503.4 ℃提高到526.5 ℃，提高了23.1 ℃；低温再热器烟气流速提高到7.95 m/s，排烟温度从155.2 ℃上升到161.5 ℃，上升了6.3 ℃；锅炉效率从90.72%降低到90.20%，下降0.52百分点，实际提高再热蒸汽温度效果不明显。

表2 再热器挡板调整对再热汽温的影响计算结果Tab.2 The influence of flue gas baffle adjustment on reheat steam temperature

3.3 过量空气系数

增加送入炉内的空气量，即增大炉膛出口过量空气系数，能增加炉内烟气量，提高炉内烟气流速，增强对流换热系数，从而提高对流换热受热面的吸热量。

在330 MW负荷下对不同过量空气系数工况进行热力计算，结果见表3。由表3可见：维持尾部再热器侧烟气挡板在60%，锅炉运行氧量由5.2%增加到7.0%，再热汽温从503.4 ℃提高到528.8 ℃，提高了25.4 ℃；低温再热器烟气流速提高到7.14 m/s，排烟温度从155.2 ℃上升到159.6 ℃，上升了4.4 ℃；锅炉效率从90.72%降低到89.60%，下降1.12百分点，锅炉效率下降较大，对机组经济运行影响较大。

表3 过量空气系数对再热汽温的影响计算结果Tab.3 The influence of excessive air coefficient on reheat steam temperature

3.4 尾部烟气挡板与过量空气系数耦合影响

单独增大再热器烟气挡板开度和炉内烟气过量空气系数均不能将再热蒸汽温度提升到541 ℃。因此，考虑将再热器烟气挡板开度从60%提高到75%，同时将炉膛出口过剩氧量从5.2%增加到7.0%。计算结果见表4。

表4 增加再热器侧烟气流量对再热汽温的影响计算结果Tab.4 The influence of increasing flue gas flow at reheater side on reheat steam temperature

由表4可见：再热汽温从503.4 ℃提高到544.0 ℃，提高了40.6 ℃；低温再热器烟气流速从6.07 m/s提高到8.57 m/s；排烟温度从155.2 ℃上升到163.6 ℃，上升了8.4 ℃；锅炉效率从90.72%降低到89.40%，下降了1.32百分点。锅炉效率较基准工况下降影响发电煤耗为4.16 g/(kW·h)，虽然再热汽温提升至设计值能够降低汽轮机热耗52.5 kJ/(kW·h)，但总体机组发电煤耗升高了2.06 g/(kW·h)。

综上，通过改变磨煤机组合、尾部烟气挡板开度、过量空气系数等运行调整方式均不能在维持锅炉热效率前提下，提升再热汽温达到设计值，而过热汽温均能达到设计值，且过热器减温水量远超设计值。

4 提高再热汽温方案

4.1 增加低温再热器面积

将机组300 MW负荷，主蒸汽流量904 t/h，燃料量123.8 t/h，锅炉运行氧量为5.3%（过量空气系数1.34），过热器/再热器侧烟气挡板为40%/60%的工况作为300 MW基准工况，在此基础上进行增加低温再热器受热面积的热力计算，结果见表5。

表5 增加低温再热器面积对运行参数的影响计算结果Tab.5 The influence of increasing heating surface area of the low temperature reheater on operating parameters

由表5可见：低温再热器受热面积增加8 000 m2，再热汽温从503.4 ℃提高到540.0 ℃，提高了36.6 ℃；低温再热器烟气流速6.06 m/s，排烟温度从155.2 ℃下降到150.1 ℃，下降了5.1 ℃；锅炉效率从90.72%上升到91.00%，上升了0.28百分点。

但是，增加的低温再热器面积约需要4.9 m高度空间，在现有的锅炉结构上，存在低温再热器面积增加后的布置空间问题。

4.2 增加高温再热器面积

增加低温受热面可以有效提升再热蒸汽温度，但是尾部烟道布置空间有限，增加受热面积较多；如果能增加高温再热器受热面积，由于温差较大，可以减少需要增加的面积，达到同样的效果。

在锅炉运行氧量5.3%（过量空气系数1.34），再热器烟气挡板60%的工况下进行增加高温再热器受热面积的热力计算，结果见表6。由表6可见：高温再热器面积从3 026 m2增加到7 826 m2，高温再热器受热面积增加了4 800 m2，增加后的高温再热器面积为原来面积的2.58倍，再热汽温可以达到540.9 ℃；排烟温度从155.3 ℃下降到154.1 ℃，下降了1.2 ℃；锅炉效率从90.72%上升到90.78%，提高了0.06百分点。但是，高温再热器处空间较小，布置较困难，在工程上难以实施，故此方案基本不可行。

表6 增加高温再热器面积对运行参数的影响计算结果Tab.6 The influence of increasing heating surface area of the high temperature reheater on operating parameters

4.3 减少高温过热器面积

从上述各工况计算结果及实际运行参数发现，机组在300 MW负荷下主蒸汽温度均能达到设计值，且过热器减温水量较设计值偏高较多，表明锅炉过热器受热面积布置较多，如能去掉部分高温段过热器受热面积，则能够提高进入高温再热器的烟气温度，改善再热汽温。表7为减少高温过热器面积运行参数的影响计算结果。

表7 减少高温过热器面积对运行参数的影响计算结果Tab.7 The influence of reducing heating surface area of the high temperature superheater on operating parameters

由表7可见：去掉高温过热器受热面积2 792 m2，主蒸汽温度仍能保持在设计值，过热器减温水量下降了8.2 t/h；再热汽温从503.4 ℃提高到541.4 ℃，提高了38 ℃，达到设计要求；因减少炉内受热面积，排烟温度从155.2 ℃上升到158.1 ℃，上升了2.9 ℃；锅炉效率从90.72%下降到90.56%，锅炉效率下降0.16百分点。

将机组600 MW负荷，主蒸汽流量1 998 t/h，燃料量247.2 t/h，锅炉运行氧量为3%（过量空气系数1.17），过热器/再热器侧烟气挡板为47%/53%的工况作为600 MW基准工况，减少高温过热器受热面后，机组在600 MW负荷下的热力计算结果见表8。

表8 机组在600 MW负荷下运行参数Tab.8 The operating parameters of the unit at 600 MW

由表8可见：在锅炉炉膛出口烟气氧量3%（过量空气系数1.17），当过热器/再热器侧挡板开度为68%/32%时，再热汽温为540.4 ℃，再热减温水量能够控制为0 t/h，过热器减温水量达到193 t/h；排烟温度从159.5 ℃上升到165.0 ℃，上升了5.5 ℃，锅炉效率从91.67%下降到91.49%，下降了0.18百分点；低温再热器烟气流速6.17 m/s，低温过热器烟气流速12.07 m/s，低温过热器侧烟气流速偏高，如长期保持在高负荷下运行，低温过热器受热面磨损速率将加快。

高温过热器出口烟温为990 ℃，比原设计BMCR工况下的941 ℃，升高了49 ℃。高温再热器出口管子材料为SA-213TP304H，经过初步校核计算高温再热器外圈出口处管壁温度约617 ℃，下部弯头处约为594 ℃，出口段在再热器管子的允许上限温度（650 ℃）内，割掉2 792 m2高温过热器面积后，高温再热器管能够保证安全运行。

4.4 几种方案比较

通过比较以上几种方案，认为增加低温再热器受热面和高温再热器受热面虽能够提高再热汽温达到设计值，但烟道布置空间受限，工程上无法实施，且增加再热器受热面后，虽然机组50%负荷下再热汽温达到设计值要求，但高负荷下存在再热减温水量增加的问题。减少高温过热器受热面积，能够在50%负荷下提升再热汽温到设计值，且高负荷下通过尾部烟气挡板的调节，能够控制再热器减温水量在0 t/h，但此时低温过热器烟气流速高于10 m/s，低温过热器侧烟气流速偏高，长期保持在高负荷下运行，低温过热器受热面磨损速率将加快，如果机组考虑采用旁路烟道分流部分烟气的工艺[10]（如低负荷脱硝旁路烟气等），则可以有效解决带来的负面效应。

综合分析减少高温过热器受热面积2 792 m2，能够解决再热汽温偏低问题，虽然锅炉效率下降影响发电煤耗升高，但再热汽温提升对于发电煤耗的降低影响更大，整体对煤耗的改善明显。高温过热器改造前、后布置分别如图4和图5所示。