660 MW超超临界CFB锅炉失电事故下受热面安全性分析及紧急补水泵选型

2022-05-18李银龙李维成邓启刚鲁佳易

动力工程学报 2022年5期

李银龙，杨冬，李维成，邓启刚，周旭，鲁佳易，周棋

(1. 西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室，西安 710049；2. 清洁燃烧与烟气净化四川省重点实验室，成都 611731)

循环流化床(CFB)燃烧技术是应用最广泛的洁净煤燃烧技术。目前，CFB锅炉可以燃烧低品位煤、生物质燃料和固体废物[1]，我国在超(超)临界CFB锅炉发电技术方面取得重大突破，并引领该技术在全球范围内发展[2]。随着CFB锅炉容量和燃烧器尺寸的增加，炉膛内部燃烧换热与锅炉热力分配之间的矛盾更加突出。外置床被广泛用于解决受热面布置和炉温控制的问题。此外，带有外置床的CFB锅炉具有蒸汽温度控制好、部分负荷性能好等优点[3-4]。由于CFB锅炉具有独特的燃烧回路，其主回路中包含大量高温床料，当锅炉发生失电事故时，锅炉主给水泵停运造成给水中断，由此产生的危险比煤粉锅炉给水中断时的危险更大；此外，风机和给煤机也将同时停止。虽然此时炉内燃烧已基本停止，但床料、飞灰和耐火材料仍含有大量热量，这些热量将通过辐射和热传导继续加热汽水系统中的工质，致使管内工质温度和压力不断升高，如果不采取措施将会造成锅炉受热面损坏等重大事故。因此，有必要对锅炉失电后受热面内的流动传热问题进行研究与分析，以确定超(超)临界CFB锅炉是否需要配备紧急补水泵，如果需要配备则将面临紧急补水泵的选型问题。

紧急补水系统整体较为复杂且造价不菲，一般在2 000万元以上[5]。在电厂正常运行过程中，系统需要定期检测，以保证电厂在失电后能及时投运并可靠运行，因此运行维护成本较高。但是电厂发生失电事故的概率很低，在整个设计寿命内，紧急补水系统使用率较低。因此，在超(超)临界CFB机组上是否需要配备紧急补水系统一直存在争议。如果能够对电厂失电后锅炉受热面内的流动传热进行准确计算，确定是否需要紧急补水泵，不仅能够为锅炉的设计优化提供重要参考，还能给电厂带来巨大的经济效益。

目前，关于超(超)临界锅炉水冷壁稳态流动和传热特性的研究相对较多[6-10]，而对锅炉非稳态特性的研究则较少。邓博宇等[11]研究了350 MW超临界CFB锅炉失电事故发生后水冷壁内工质热力参数的动态变化过程。王冬福等[12]对超临界CFB锅炉失电后无法正常得到补给水时炉膛内的非稳态传热问题进行了理论分析与计算，得到失电后管内工质的蒸干时间与温度的变化曲线。李果等[13]搭建了模拟锅炉失电状态下水冷壁传热的试验装置，开展了失电后高温灰渣向水冷壁管传热的试验研究，基于无工质泄放的假设计算得到了水冷壁的烧毁时间。Yao等[14]采用数值模拟方法分析了CFB锅炉失电后固定床物料的传热过程并估算了床温。以上研究主要针对水冷壁开展分析，缺乏对失电后全炉系统的计算研究。

对于带有外置床的超(超)临界CFB锅炉来说，在失电后对受热面的保护尤为重要。笔者以某电厂660 MW超超临界CFB锅炉水冷壁、低温受热面以及外置床内的高温受热面为计算对象，建立了由质量、动量、能量守恒、金属蓄热及工质侧传热方程组成的数学模型。采用时域离散方法，开发了以Fortran语言为基础的受热面内瞬态特性计算程序。通过计算得到锅炉配备压力为35 MPa、输水量为140 t/h的紧急补水泵时受热面金属管壁温与工质温度的变化规律，并计算了高压旁路阀处的最小喷水量，为此类型锅炉紧急补水泵选型与电厂运行人员快速处理此类事故提供参考方案。

1 受热面内瞬态流动传热计算模型

参考已经建立的超临界CFB锅炉机组跳闸后受热面内流动传热计算模型[15]，笔者针对某电厂660 MW超临界机组的跳闸事件，计算得到部分受热面的热力参数变化，并与实炉测量数据进行了比较，结果表明二者符合良好。这说明该模型是正确可靠的，可以用于实际工程计算。金属蓄热会影响烟气侧至工质侧的传热量，在实际工程计算中还需要考虑金属蓄热的影响[16]。因此，在考虑金属管壁蓄热后建立了瞬态流动传热计算模型。

1.1 基本假设

为简化计算，进行如下假设：(1) 沿管道轴向采用一维近似；(2) 工质与金属管壁只在径向方向进行换热，不考虑轴向换热；(3) 汽液两相间处于热力平衡，即不考虑欠热沸腾和相间热力弛豫，两相区采用均相模型来描述；(4) 在同一截面内工质温度和速度分布是均匀的，无内部环流；(5) 由于拟临界点附近密度变化较大，考虑压缩性和热膨胀性；(6) 不考虑能量方程中动能、势能以及黏性耗散的影响。

1.2 边界条件与控制方程

质量守恒方程如下：

(1)

式中：A为内横截面积，m2；ρ为流体密度，kg/m3；t为时间，s；qm为质量流量，kg/s；z为沿管长的轴向坐标，m。

动量守恒方程如下：

(2)

式中：p为流体压力，Pa；f为摩擦阻力系数；dn为管子内径，m；Kin为进口局部阻力系数；Kex为出口局部阻力系数；Kjb为弯头局部阻力系数；δd为一维狄拉克函数，m-1；L为管子总长度，m；zjb为弯头处管子的轴向坐标，m；θ为流动方向与水平面的夹角，rad；g为重力加速度，m/s2。

能量守恒方程如下：

(3)

式中：h为流体焓，J/kg；ql为线密度，W/m，代表单位管长的吸热量。

状态方程如下：

ρ=f(p,h)

(4)

式中：f(·)为函数。

当工质为单相时，上述方程的物性参数对应该相的物性参数；当工质为两相时，采用折合参数计算。

金属蓄热方程如下：

(5)

式中：q1、q2为金属线密度，W/m；tb为金属内壁温度，℃；cb为金属比热容，J/(kg·K)；mb为单位管长金属质量，kg/m。

工质侧传热方程如下：

q2=αF2(tb-tgz)

(6)

式中：α为工质对流传热系数，W/(m2·K)；tgz为工质温度，℃；F2为换热面积，m2。

1.3 离散方法

采用内节点法对控制体进行网格划分。根据热负荷分布，将管子沿流动方向分成若干个管组，每个管组的热负荷相等，再对每个管组均匀划分管段，共分为n个管段。采用控制容积法对控制方程进行离散。界面上的物性参数采用一阶迎风差分[17]，即物性参数取来流方向上最后一个节点的值，在时间上采用全隐式。控制体网格划分如图1所示。

图1 控制体网格划分

根据所述网格划分方式对控制体i离散如下：

(1) 质量守恒方程：

(7)

(2) 能量守恒方程：

ql，i,j+1

(8)

(3) 状态方程：

ρi,j+1=f(pi,j+1,hi,j+1)

(9)

(4) 动量守恒方程：

(10)

(5) 金属蓄热方程：

(11)

(6) 工质侧传热方程：

q2，i,j+1=αi,j+1F2，i(tb，i,j+1-tgz，i,j+1)

(12)

在保证计算精度情况下，传热方程可简化为：

q2，i,j+1≈αi,jF2，i(tb，i,j+1-tgz，i,j)

(13)

式中：Δt为时间步长，s；Δz为空间步长，m；下标i表示控制体编号，j表示时层编号。

稳态离散方程即上述方程中j为0。为平衡计算精度与计算效率，选择时间步长Δt=1 s和空间步长Δz=0.49 m，此时上述方程采用的差分格式是稳定和守恒的，并且具有足够的计算精度。

1.4 程序计算步骤

基于上述计算模型，开发了以Fortran语言为基础的受热面内瞬态流动传热计算程序。图2为程序计算框图，其中qm,in为进口质量流量，pout为出口压力，ε1、ε2为误差，Δp为压差。

图2 程序计算框图

2 锅炉简介

2.1 锅炉结构

锅炉结构如图3所示。该锅炉采用双布风板、裤衩腿结构，炉膛中设双面受热的水冷中隔墙。锅炉外循环回路设6个旋风分离器和6个外置式热交换器。低温过热器(LTSH)和低温再热器(LTR)位于尾部烟道中，中温过热器(MTSH，即屏式过热器)位于炉膛内，高温过热器(HTSH)与高温再热器(HTR)布置于外置床中。

图3 某电厂660 MW超超临界CFB锅炉结构图

2.2 锅炉稳态热力参数

在锅炉最大连续蒸发量(BMCR)负荷下受热面稳态运行时的热力参数如表1所示。这些参数可作为受热面内瞬态流动传热计算模型的初始边界条件，即提供迭代初值。

表1 受热面稳态热力参数

3 锅炉失电后的计算边界条件

锅炉发生失电事故后，炉内物理过程复杂，影响因素较多。其中失电后受热面的热负荷、省煤器的进口质量流量和工质温度以及受热面的进出口压力变化是影响受热面安全性的关键因素。在实际工程中，只有四者良好匹配时才能使受热面安全。

3.1 受热面热负荷

根据国内某同等级机组失电后实炉测量的热力参数变化预估出受热面的平均热负荷(以下简称热负荷)随时间的变化，如图4所示，其中热负荷为

图4 失电后受热面热负荷的变化

(14)

S=πdnL

(15)

式中：q为热负荷，kW/m2；qm,d为单管工质质量流量，kg/s；hin、hout分别为进、出口焓，kJ/Kg；S为管子受热面积，m2。

3.2 省煤器进口质量流量

国内的超(超)临界锅炉为保证给水泵的可靠性与经济性，大多数机组配备了汽动给水泵，以此作为主给水泵。在锅炉发生失电事故后，由于汽动给水泵的惰转特性，锅炉的主给水质量流量不会瞬时降为零。经过惰转时间后，紧急补水泵向锅炉供水，维持补水泵的质量流量不变。笔者选择压力为35 MPa、输水量为140 t/h的紧急补水泵。省煤器的进口质量流量变化如表2所示。

表2 失电后省煤器进口质量流量变化

3.3 高压旁路阀的压力控制

高压旁路阀位于高温过热器出口，在泄压时阀门开度是系统压力变化的一个决定性因素。在实际工程中，不同输水量下受热面内的工质状态不同，可以调节阀门开度达到保护受热面安全和系统泄压的目的。在受热面安全性分析计算时，阀门开度根据电厂实际操作确定；在实际工程中对紧急补水泵选型时，可以对阀门操作过程和不同工况的组合分别进行计算。本文中设定失电后高压旁路阀的压力变化情况为由稳态值29.7 MPa在10 s升到30.45 MPa，在20 s降至27.95 MPa，在>20～600 s维持27.95 MPa不变，在<600～2 400 s降至19.95 MPa(见图5)。紧急补水泵投运时间为20 s。

图5 失电后高压旁路阀的压力变化

3.4 省煤器进口工质温度

省煤器进口压力在汽动给水泵惰转阶段维持不变，为稳态压力32.3 MPa，进口工质温度维持稳态值303 ℃。温度边界条件中假设主给水质量流量降至零之前，温度均为303 ℃。由于省煤器进口工质均为未饱和水，压力对其焓值影响不大。因此，工质焓值取为1 342.920 kJ/kg，即压力为32.3 MPa、温度为303 ℃时对应的焓值。在接入紧急补水泵输水后，补水温度为30 ℃，焓值取为149.820 kJ/kg，即压力为35 MPa、温度为30 ℃时对应的焓值。

4 失电后受热面安全性计算分析

根据上述边界条件，计算得到受热面内工质温度、金属管壁温度及进口压力随时间的变化规律。依据计算结果与受热面材料的许用温度要求即可判断受热面的安全性。

4.1 水冷壁计算结果与分析

选取单根管子为计算回路。计算从省煤器进口开始，至水冷壁出口结束，计算回路共划分成230个节点。根据边界条件随时间的变化分别拟合出线性变化公式，以此作为已知条件输入程序。图6给出了水冷壁出口温度随时间的变化趋势。从图6可以看出，水冷壁出口管壁温度和出口工质温度先短时间降低，这是由于初始阶段省煤器的进口质量流量维持不变以及出口压力在10～20 s迅速降低。此后，水冷壁内工质持续受热且进口质量流量逐渐减小至紧急补水泵的输水量，出口管壁温度和出口工质温度持续上升，在1 050 s达到最大值，此时水冷壁出口管壁温度达到543 ℃，出口工质温度达到531.8 ℃，满足水冷壁金属材料12Cr1MoVG的许用温度要求。最后出口工质温度呈下降趋势，表明紧急补水泵的冷水到达水冷壁的出口。

图6 水冷壁出口温度变化

图7给出了省煤器进口压力随时间的变化趋势。从图7可以看出，省煤器进口压力在0～10 s短暂上升至最大值33 MPa，在>10～20 s迅速下降至30.5 MPa，在>20～600 s缓慢降低，几乎保持不变，在1 800 s下降至25.4 MPa。由于高压旁路阀的阀门开度是影响过热器前系统压力变化的决定性因素，因此，省煤器进口压力的变化趋势与高压旁路阀的压力变化趋势相同。省煤器进口压力的计算结果表明，压力为35 MPa的紧急补水泵可以保证补水进入锅炉。

图7 省煤器进口压力变化

4.2 过热器计算结果与分析

图8给出了低温过热器出口温度随时间的变化趋势。由于初始阶段系统进口质量流量不变，高压旁路阀在10～20 s压力降低，以及失电后尾部烟道的热负荷降低较快，因此初始阶段低温过热器的出口工质温度和出口管壁温度呈下降趋势。此后，系统进口质量流量减小，低温过热器持续升温至1 700 s，此时出口管壁温度最高，达到560 ℃，出口工质温度最高，达到551 ℃，满足低温过热器材料12Cr1MoVG的许用温度要求。最后100 s出口工质温度和出口管壁温度呈现下降的趋势。

图8 低温过热器出口温度变化

图9给出了中温过热器出口温度随时间的变化趋势。低温过热器出口工质的热力参数即为中温过热器进口工质的参数。因此，初始阶段中温过热器进口焓值与低温过热器的出口工质温度均呈下降趋势。同时由于热负荷下降，初始阶段中温过热器出口工质温度和出口管壁温度呈短时间的降低趋势。此后，系统进口质量流量减小，中温过热器持续升温至2 250 s，此时出口管壁温度达到604.5 ℃，出口工质温度达到596.5 ℃，满足中温过热器材料SA-213T91的许用温度要求。最后150 s出口工质温度和出口管壁温度呈现下降的趋势。

图9 中温过热器出口温度变化

图10和图11分别给出了高温过热器1和高温过热器2出口温度随时间的变化趋势。计算得到的出口工质温度和出口管壁温度降低原因如前所述，但温度最低点对应的时间有所延迟，这是由于不同受热面间工质流动需要时间。由图10可知，当系统进口质量流量减小后，高温过热器1持续升温至2 145 s，出口管壁温度和出口工质温度分别为626 ℃和617 ℃，此时满足高温过热器1材料SA-213S30432的许用温度要求；此后一段时间高温过热器1出口工质温度和出口管壁温度变化不大，在2 150 s开始呈现下降的趋势。由图11可知，高温过热器2持续升温至2 200 s, 此时出口管壁温度和出口工质温度分别为651 ℃和639 ℃，满足高温过热器2材料SA-213S30432的许用温度要求；此后一段时间高温过热器2出口工质温度和出口管壁温度基本不变，在2 340 s开始呈现下降的趋势。

图10 高温过热器1出口温度变化

图11 高温过热器2出口温度变化

4.3 高压旁路阀处的喷水量计算

高压旁路阀不仅可以通过调节阀门开度控制水冷壁及过热器系统的压力变化，还可以通过喷水调节低温再热器进口工质温度。此时为保证低温再热器和外置床内的高温再热器系统安全性，存在最小临界喷水量，因此笔者通过计算不同工况来确定高压旁路阀处的最小临界喷水量。

4.3.1 工况1喷水量计算

工况1为高压旁路阀喷水后低温再热器的进口工质温度为稳态值367 ℃。根据能量守恒方程式(16)，计算得到高压旁路阀处喷水量，如表3所示，表明该工况所需喷水量过大，最大喷水量发生在0 s，为257.65 t/h。

表3 工况1的喷水量计算结果

qm,HTSHhHTSH+qm,喷水h喷水=(qm,HTSH+

qm,喷水)hLTR=qm,LTRhLTR

(16)

式中：qm,HTSH为高温过热器出口质量流量，kg/s；hHTSH为高温过热器出口焓，kJ/kg；qm,喷水为喷水量，kg/s；h喷水为喷水焓，kJ/kg；qm,LTR为低温再热器进口质量流量，kg/s；hLTR为低温再热器进口焓，kJ/kg。

4.3.2 工况2喷水量计算

根据再热器部件材料的许用温度要求计算得到低温再热器进口工质温度的临界值，将此工况定义为工况2。低温再热器1的材料15CrMoG的许用温度最低，要求其值≤550 ℃。经试算后得到当满足这一要求时低温再热器进口工质温度的临界值为520 ℃，并得出此工况下高压旁路阀处所需喷水量。计算方法与工况1相同。工况2的喷水量计算结果如表4所示。由表4可知，工况2最大喷水量也在0 s，这也是为保证低温再热器材料壁温安全时高压旁路阀处的最小临界喷水量(8.06 t/h)。

表4 工况2的喷水量计算结果

4.4 再热器计算结果与分析

4.4.1 边界条件

选取工况2进行再热器系统的相关计算。此时，流量的边界条件为低温再热器进口质量流量等于高温过热器2的出口质量流量与喷水量之和；压力边界为高温再热器出口压力变化。再热器计算时设定压力变化如图12所示。进口焓值边界条件为再热器系统压力随时间变化时对应的520 ℃过热蒸汽焓值。

图12 高温再热器出口压力变化

4.4.2 低温再热器计算结果

图13给出了低温再热器出口温度随时间的变化趋势。由图13可知，低温再热器进口工质温度为520 ℃时，低温再热器1出口管壁温度的最大值为548.12 ℃，满足其材料15CrMoG的许用温度要求；低温再热器2出口管壁温度的最大值为578.50 ℃，且随着时间的增加呈下降趋势，满足其材料SA-213T91的许用温度要求。图14给出了低温再热器进口压力的计算结果。由图14可知，低温再热器进口压力的变化趋势与高温再热器出口压力即背压的变化趋势相同。

图13 低温再热器出口温度变化

图14 低温再热器进口压力变化

4.4.3 高温再热器计算结果

图15给出了高温再热器出口温度随时间的变化趋势。由图15可知，高温再热器出口管壁温度的最大值为652 ℃，且整体呈下降趋势，满足其材料SA-213S30432的许用温度要求。这是由于低温再热器出口温度在初始阶段下降之后基本不变，同时高温再热器的热负荷随着时间增加而下降，因此高温再热器出口工质温度和出口管壁温度呈下降趋势。图16给出了高温再热器进口压力的计算结果。由图16可知，高温再热器进口压力的变化趋势与高温再热器出口压力变化趋势相同。