660MW燃煤机组烟气余热梯级综合利用系统的研究及应用

2021-03-22刘斌江绍辉

工程建设与设计 2021年3期

刘斌，江绍辉

（中国中元国际工程公司，北京 100089）

1 引言

排烟热损失是电站锅炉热损失中最大的一项，约占锅炉总热损失的60%～70%[1]。锅炉尾部烟气的余热可被用来加热锅炉给水或凝结水、预热冷空气、加热热网水或用于干燥原煤等[2]，主要的余热利用方式有3种。最常见的利用方式是在空气预热器之后加装低温省煤器，用来加热回热系统中的凝结水[3]。

本文通过对某660MW燃煤机组分级省煤器布置的烟气余热利用系统进行了测试和核算，比较了各个模块的煤耗。经测算该系统实现了烟气余热的综合梯级利用，降低了标准发电煤耗。

2 机组及测试方法介绍

2.1 机组介绍

本机组为660MW亚临界空冷燃煤发电机组，是亚临界、控制循环、次中间再热、直流燃烧器四角布置、切向燃烧、正压直吹式制粉系统、单炉膛平衡通风、固态排渣、Π形紧身封闭布置、全钢架结构汽包炉。

2.2 烟气余热利用系统介绍

本机组烟气余热利用系统包括3部分：高压省煤器ECO1和高压省煤器ECO2、低压省煤器FGC1、低压省煤器FGC2与暖风器闭式循环系统部分，如图1所示。

图1 烟气余热利用系统

ECO2、FGC1、FGC2设计参数如表1和表2所示。ECO1布置在SCR反应器底部，作为第一级省煤器，用于加热给水。FGC1布置在除尘器的入口水平烟道上。FGC1加热来自6#低加入口的凝结水，加热后的凝结水返回5#低加入口。FGC1利用烟气余热量排挤6#低加的抽汽，起到降低汽机热耗率和机组煤耗供电煤耗率的作用。

FGC2布置在除尘器的入口水平烟道上，位于FGC1与除尘器之间。FGC2与一次、二次风暖风器构成闭式循环，利用烟气余热加热来自一次、二次风暖风器的热媒水。一次、二次风暖风器布置在一次、二次风空气预热器入口风道上，利用吸收FGC2烟气余热量的热媒水加热冷一次、二次风，替代暖风器原四抽蒸汽用气，降低煤耗。一次、二次暖风器设计参数如表3所示。

表1 ECO2省煤器设计参数表（THA工况）

表2 FGCl、FGC2设计参数表（THA工况）

表3 一次、二次风暖风器设计参数表（THA工况）

3 煤耗计算

烟气余热利用系统的3个部分对机组供电煤耗的影响各不同。ECO1对锅炉效率有影响；FGC1对汽机热耗率有影响；FGC2及一次、二次风暖风器系统对锅炉效率和汽机热耗率都有影响。

3.1 ECO1煤耗影响计算

高压省煤器在提高给水温度的时候，也会降低烟气温度、吸收烟气热量。在本实验中，由于ECO1系统无法切除进行单独测量，因此假设ECO1切除，则空气预热器对空气的入口烟温会升高；反之，由于ECO1的加入，空气预热器的入口烟温会降低，降低值按照实际测得的ECO1的烟温降计算，利用ECO1的烟温降作为空气预热器入口温度的变化量，计算空气预热器入口烟温降低后引起排烟温度的变化量，再计算锅炉效率相对变化，最终得出机组供电煤耗率的变化，即为ECO1系统投入与ECO1系统退出（假设工况）时的供电煤耗变化。

试验期间A侧ECO1入口烟气温度为372℃，出口烟气温度为342.4℃，降温幅度为29.6℃；B侧ECO1入口烟气温度为374.3℃，出口烟气温度为342.8℃，降温幅度为31.5℃。两侧的平均降温幅度为30.6℃。

根据ASME-PIC4—2008中空气预热器入口烟温降低后引起排烟温度的变化量计算公式：

式中，TFg14Ds为空气预热器设计进口烟温；TFgl5NL为不考虑漏风空气预热器出口排烟温度；TAB为空气预热器进口空气温度；TFg14为空气预热器进口烟温。

对于A侧ECO1，假设TFg14Ds为372℃，实际测量的TFg15NL为160.3℃。TAB为70.4℃，则计算得到由于空气预热器入口烟温降低后引起排烟温度的变化量TDiTFg14为9.51℃；同样对于B侧ECO1，排烟温度的变化量为10.29℃，两侧平均的排烟温度降低量为9.9℃。在其他条件不变的情况下，假设排烟温度提高9.9℃，即排烟温度由修正后129.1℃提高到修正后139.0℃，锅炉效率由93.69%下降到93.25%，降低了0.44%，相对降低了0.47%。

假设其他参数不变，即汽机侧热耗为7 897.58kJ/(kW·h)，厂用电率为7.63%，基准供电煤耗为314.52g/(kW·h)，则供电煤耗增加314.52×0.47%=1.48g/(kW·h)，即ECO1的投入相比ECO1退出（假设工况）可降低供电煤耗1.48g/(kW·h)。

3.2 FGCl影响煤耗计算

FGCl吸收烟气余热量，加热凝结水，排挤6#低加抽汽，计算时测试FGC1切除前后的汽机热耗率的变化，通过汽机热耗率的相对变化来计算机组供电煤耗率的变化。

由于FGC2的投入与否对汽机热耗无影响，因此，2个工况下的热耗变化可以代表FGC1退出与投入时的热耗变化。根据试验测量，投入FGC1后汽机热耗由7 916.62 kJ/(kW·h)降低到 7 897.558 kJ/(kW·h)，降低了 19.04kJ/(kW·h)，降低相对0.24%，以退出FGC1时的试验为基准，假设锅炉效率和厂用电率不变，则汽机热耗的降低引起的供电煤耗减小量为313.1×0.24%=0.75g/(kW·h)。

3.3 FGC2系统（含暖风器）影响煤耗计算

FGC2系统相当于前置式空气预热器，将吸收的烟气余热量通过一次、二次风传给锅炉。

投入FGC2系统时空气预热器入口一次风温为64.7℃，入口二次风温为72.3℃，一次风和二次风的比例为2:78，加权平均的空气预热器入口风温为70.6℃，表盘显示基于FGC2热媒水的一次风暖风器平均温升为30.2℃，基于FGC2热媒水的二次风暖风器平均温升为49.6℃，即假如退出FGC2系统时，空气预热器入口一次风温为34.5℃，入口二次风温为27℃，加权平均的空气预热器入口风温为25.2℃，相比投入FGC2时下降45.4℃

根据 ASME-PTC4—2008中空气预热器入口风温降低后引起排烟温度的变化量计算公式：

式中，TABDs为空气预热器设计进口风温；TFg15NL为不考虑漏风空气预热器出口排烟温度；TAB为空气预热器进口空气温度；TFg14为空气预热器进口烟温。

假设空气预热器设计进口风温TA8Ds为252℃，实际测量的TFg15NL为160.3℃，TAB为70.6℃，TFg14为343.9℃，则计算得到TDiTAB为-30.5℃，即由于空气预热器入口风温降低后引起排烟温度的变化量为-30.5℃。以降低后的排烟温度129.8℃为基础计算到的锅炉效率与投入FGC2时的锅炉效率基本一致，因此，FGC2对供电煤耗的影响可以忽略不计。

原一次风蒸汽暖风器的平均温升约为18.8℃，二次风暖风器的平均温升约为21.2℃，测试期间的表盘参数显示，基于FGC2热媒水的一次风暖风器平均温升为30.2℃，基于FGC2热媒水的二次风暖风器平均温升为49.6℃，即原蒸汽式暖风器温升小于FGC2引起的热媒水暖风器温升，则以原蒸汽式暖风器温升计算出节省的蒸汽热量，通过节省的二次抽汽量计算其对汽机热耗的影响。

按照平均一次风量461.87t/h，平均温升为18.5℃，吸热量Q=qcΔt=2.38MW（式中，q为风量；c为比热容；t为温差）。同样以平均二次风量1816.7t/h，平均温升为21.4℃，吸热量Q=qcΔt=10.84MW，一次、二次风合计吸热量为13.22W，根据以上得到汽机热耗的变化量为59.49kJ/(kW·h)，相对变化量为0.7514%。

以未投运烟气余热系统时的额定负荷供电煤耗为依据，FGC2的投入与改造前冬季采用辅汽加热暖风器时工况相比引起的供电煤耗的变化量（以风温升高幅度达到历史平均温升为基准）为 313.1×0.7514%=2.35g/(kW·h)。