机炉深度耦合系统设计与试验中的锅炉效率失准问题及对节煤效益影响分析

2022-07-29张建中曹理平

热力发电 2022年7期

张建中，曹理平，李政

（1.中国电力工程顾问集团西北电力设计院有限公司，陕西西安 710075； 2.电力规划设计总院，北京 100120； 3.中国华电集团有限公司经济技术咨询分公司，北京 100031）

近年，为提升燃煤机组节能减排效益，除在热力系统上采取提高机组参数，实施二次再热等措施外，将锅炉与汽轮机传热传质过程耦合在一起的理念也受到业界高度关注，提出了多种机炉深度耦合方案，如锅炉侧配置空气预热器（空预器）旁路烟道系统、低温省煤器+暖风器余热利用系统、广义回热余热利用系统等。但业界对这类系统的节能效果评价褒贬不一，以空预器旁路系统为代表的机炉深度耦合系统为例，理论研究中，大多文献认为其符合能量梯级利用原理而给予较高评价[1-8]，但也有学者认为其违反能量梯级利用原则不宜推广应用[9]；在工程应用中，有的用户认为其节能效益明显，是值得推广应用的第三代烟气余热利用节能系统[10]，但有的用户在技改系统建成后感到其节能效益有限，同时，不少主机厂及设计院对其推广应用也持谨慎态度；在试验研究中，有些承包商委托外商组织测试并应用国际标准计算得出的试验节煤耗率可高达5～ 9 g/(kW·h)，而有些研究机构得出的试验节煤耗率则明显较低。以上表明，这种机炉深度耦合系统设计和试验的节能效益计算存在较大争议，亟待研究澄清。

出现以上差距的原因，在于对机炉深度耦合系统中的锅炉效率计算/定值失准，引起系统节煤耗率计算的失准。已有一些学者在试验方法和理论层面上进行过研究，如刘宇钢等[11]指出，机炉深度耦合系统中的锅炉效率与空预器旁路烟气量呈负响应特性；王祝成等[12]指出，机炉深度耦合系统中锅炉效率有几种不同的计算方法，必须整体分析余热利用收益归类问题，防止收益计算重复或遗漏。目前对如何计算机炉深度耦合系统中的锅炉效率尚未形成规范性的理论指导文件，在机炉深度耦合理念的实践中，锅炉效率计算/定值的问题往往被忽视，以致出现不少混乱和失误。本文分别从理论和实践层面进行分析探讨。

1 目前存在的问题

1.1 设计计算中存在的问题

1.1.1 锅炉性能计算中热平衡边界条件的依据存疑

在某1 000 MW机组采用空预器旁路系统设计中，主机厂认为该旁路系统投运/切断2种工况下锅炉效率不变，并有以下说明：由于对设置空预器旁路系统的锅炉目前还没有相关标准对锅炉热平衡边界进行明确划分。此时存在以下2种情况：

1）仍按ASME PTC 4—2013[13]和GB/T 10184—2015[14]划分锅炉热平衡边界，即以空预器烟气侧出口和空预器空气侧入口为准，空预器旁路烟道投运后，空预器出口烟温不变但空预器入口风温升高，表明有外来热量输入，按照反平衡计算，锅炉效率是升高的。从正平衡角度来看，此时空预器旁路烟道水侧带走热量属于锅炉输出热量，锅炉效率同样是升高的。

2）在ASME PTC 4—2013和GB/T 10184—2015划分的锅炉热平衡边界基础上，烟气侧以空预器出口为边界，空气侧以暖风器入口（风机出口）为边界，此时的边界与未设置空预器旁路烟道系统的锅炉热平衡边界相同。由于空预器排烟温度和暖风器入口风温（风机出口风温）均未变，按照反平衡计算，锅炉效率不变。基于该边界条件，原该项目锅炉协议要求的空预器旁路投运后，锅炉效率保持不变。

但本文根据对ASME PTC 4—2013和GB/T 10184—2015的解读发现，这2份标准中的热平衡边界条件是基于无空预器旁路系统的锅炉，将其直接应用于空预器旁路系统中是明显存疑的。

1.1.2 锅炉效率取值不变与热风温度降低相悖

由锅炉厂计算书得知，空预器旁路系统切换/投运（THA）工况的锅炉排烟温度不变而热风温度（平均值）分别为343.37 ℃及329.31 ℃，下降了14.06 ℃，这与锅炉效率不变明显相悖。

1.2 试验数据中存在的问题

某试验报告中一台600 MW机组空预器旁路系统节能效果的部分计算数据及验算结果见表1。

由表1知试验数据存在下列问题：

表1 某600 MW机组技改试验报告中空预器旁路系统节能部分计算数据及验算结果比较 Tab.1 Comparison of energy saving part calculation data and checking calculation results of air preheater bypass system in technical transformation test report of a 600 MW unit

1）数据不闭合表中的锅炉效率、排烟热损失、排烟温度和热风温度之间的对应明显失衡。

2）对比试验中热损失试验值的修正较牵强如：①对投运工况出现增高的热损失（排烟热损失除外）试验值均按切断工况的最低值修正到同一基准，不考虑这些增高是否因热风温度降低而引起；②对切断工况所选用的机/炉试验数据存在长达1年时间差且环境温度相差达11.6 ℃，这使得所计算的排烟热损失缺乏可比性。

1.3 规范应用时存在的问题

1）排烟热损失计算中未显示冷风温度、热风温度变化的影响，仅按排烟温度降低来评估锅炉效率，这必将对锅炉效率作出误判。

2）“排烟温度-热风温度-锅炉效率”的计算数据不能闭合。

1.4 规范编制中存在的问题

1）热平衡计算边界条件划分失准，详见2.3。

2）锅炉效率计算公式中对空预器旁路烟气热损失的处理失误，详见4.2。

2 分析问题

2.1 机炉深度耦合系统的热经济性评估特点

2.1.1 评估特点分析

机炉深度耦合系统是将锅炉侧烟风流程与汽轮机侧汽水流程作为相互独立的传热传质过程耦合在一起，构成一个烟气、蒸汽、凝结水及空气能量耦合匹配的体系。与传统的机炉能量界限相比，该体系中的机炉侧均存在额外能量输出-输入过程。本文着重分析其中最有代表性的“空预器旁路烟道省煤器+暖风器”系统，此时锅炉侧的部分烟气能量用来加热汽轮机侧的给水和凝结水，汽轮机侧的回热抽汽或凝结水用来加热锅炉侧的冷风和/或热风。在评估这类系统的热经济性时需注意：

1）机炉深度耦合系统可随时处于投运或退出运行2种工况，重要的是精准计算投运工况的节煤耗率；

2）锅炉燃烧系统无变化，若受热面不变，则在锅炉热平衡上发生以下变化：①省煤器出口一部分烟气分流去旁路烟道省煤器，使空预器烟气供给侧热量减少；②为平衡空预器空气侧吸热量不足，需增设暖风器来提高锅炉进风温度，从而降低空预器的传热温压。以上均反映在空预器热力参数的变化上。

2.1.2 空预器烟气分流率的影响

当进风温度一定时，空预器出口热风温度随烟气分流率增大而迅速下降，空气吸热量减少，锅炉效率趋于降低；空预器排烟温度随烟气分流率增大而降低，但这并不意味整体烟气排烟热损失的减少，锅炉效率的变化主要取决于热风温度的变化。典型示例计算数据如图1所示（角标为0的参数为切除旁路系统运行工况下的参数，下同）。为避免热风温度过低，烟气分流率β一般不大于0.24。

2.1.3 空预器进风温度提高的影响

空预器排烟温度随进风温度提高而明显提高，这主要是由空预器传热温压变小所致；热风温度随进风温度提高而缓慢提高。典型示例计算数据如图2所示。

2.1.4 同时存在烟气分流及进风温度提高的影响

由图1、图2可知，烟气分流率引起的热风温度下降及进风温度提高引起的排烟温度升高是影响锅炉效率的2个主要因素，二者的综合效果通常使锅炉效率趋于下降。图3是文献[11]基于热风温度-锅炉效率原理对锅炉效率变化的一个计算示例，其与图1、图2的分析结果一致。

2.2 某1 000 MW机组空预器旁路系统设计数据分析

某已投运4×1 000 MW机组锅炉及汽轮机均按空预器旁路系统方案设计，主机厂提供的机组在负荷率为100%情况下的热平衡计算数据见表2[18-19]（仅摘录THA工况）。

表2 某1 000 MW机组空预器旁路节能系统投运前后主机设计数据 Tab.2 Design data of main engine before and after the air preheater bypass energy-saving system is put into service in a 1 000 MW unit

空预器旁路系统投运（THA）工况的发电节煤耗率Δbfn按GB 50660—2011[20]计算：

式中：Δqjrn为空预器旁路系统投运（THA）工况的汽轮机热耗率降低幅度，kJ/(kW·h)；ηg1为锅炉效率，%；ηgd为管道效率，取为99%。

设计院在可研专题报告[21]中所采用的节煤耗率与该数据相符。

2.2.1 锅炉热平衡计算边界及计算数据

ASME PTC 4—2013和GB/T 10184—2015划分的锅炉热平衡边界是针对无额外烟气输出热量流程的传统锅炉而言；对配置空预器旁路系统的锅炉，烟气侧应以空预器旁路进口为另一边界，此时热平衡中旁路烟道的热量作为锅炉损失计算，若锅炉进风温度不变锅炉效率将降低。

锅炉性能计算书中，旁路系统投运工况中空预器进风温度为72 ℃（THA），就机炉热平衡数据来看，当以尾部烟道余热来加热冷风时，可以视其为一种余热利用，但即使将空预器下游烟气冷却到85 ℃这一允许下限，尾部烟道余热所能提供的热源功率（约40 MW）仍远小于旁路省煤器输出功率（56.9 MW），锅炉整体热平衡无法满足锅炉效率不变的要求。

空预器旁路系统切换/投运2个工况是在同一空预器受热面条件下进行的，即使外来热量能够填补空预器旁路系统输出热量这一损失，旁路投运工况下的对数温压及传热系数均发生明显降低，导致热风温度降低，此时锅炉效率不变仍是难以成立的。

2.2.2 锅炉计算书热平衡数据核算

按锅炉计算书计算的热平衡数据为：

1）旁路系统切换工况空气侧平均进风温度为t10=24.6 ℃，热风温度为t20=343.37 ℃，空预器入口烟温为ϑ10=374 ℃，出口温度为ϑ20=124 ℃；空预器区间折算烟风当量比m=0.84，排烟温度0ϑ=124 ℃其为基准可比排烟温度。

2）旁路系统投运工况空气侧平均进风温度为t1=72 ℃，热风温度为t2=329.31 ℃，空预器入口烟温为1ϑ=374 ℃，出口温度为 2ϑ=124 ℃。因旁路系统外输热量未为锅炉所用，等效排烟温度应高于124 ℃。

旁路系统切换/投运工况中，按本文3.1节中公式所计算的空预器热平衡-传热数据为：空预器供热量变化空预器吸热量变化空预器传热能力变化

上述空预器热平衡-传热核算中，在旁路投运工况下，烟气侧供热量变化率0.801与空气侧吸热量变化率0.807 2基本相等；按烟气流速变化率（1-β）估计的传热系数比值（K/K0）约为0.93，则空预器传热能力与供热量比值为较热平衡需求偏小4.1%，这显然不够准确。若按允许偏差上限勉强认可锅炉热力计算数据，即旁路投运工况的空预器排烟温度ϑ2=124 ℃，但如2.1.2所述这并不能作为计算排烟热损失的依据。

2.3 《火力发电厂烟气余热梯级利用系统节能量计算方法》(DL/T 2169—2020)[22]典型算例分析

2.3.1 典型算例简况

DL/T 2169—2020的典型算例中，以按空预器旁路烟道系统设计的某1 000 MW超超临界机组为例，对其旁路系统应用前后2种工况的锅炉热平衡边界划分，如图4所示。

该典型算例中，旁路系统应用后，锅炉计算边界的输出热量等于暖风器输入的热量，均为 35.30 MW，计算边界的净换热量变化为0，梯级利用系统应用前后的锅炉效率均为95%。

由图4可知，典型算例中对梯级利用系统应用前后取用相同的计算边界划分，而计算边界的参数条件并不相同，锅炉进风温度在系统应用前为24.75 ℃，应用后为65.5 ℃。

2.3.2 示范案例数据分析

1）梯级利用系统投运工况已知空预器旁路运行后的空预器吸热量为P1,fkyq=239.17-35.3 =203.87 MW；空预器传热能力按排烟温度为123 ℃，进风温度为65.5 ℃，热风平均温度为321.2 ℃，计算的传热温压为ΔTkyq=45.796 K；空预器旁路运行分流率为β=0.147 4空预器传热系数修正系数为0.95。

2）梯级利用系统不投运工况空预器吸热量功率与烟气放热功率相等，排烟温度为123 ℃，进风平均温度为24.75 ℃，热风平均温度为321.2 ℃，对应的传热温压为=61.858 K。

3）梯级利用系统投运工况下空预器的热平衡①水媒式低温省煤器输入热量Prms,nfq=35.30 MW； ②空预器传热量P=168.21 MW；③冷空气总计吸热功率为Plf=Prms,rfq+Pheat,kyq=35.30+168.21=203.5 MW，为投运工况前吸热功率239.17 MW的85.1%，与此对应的热风温度必然发生降低；④空预器烟气输入端供热能力yq,kyqP==(1-0.147 4)×239.17=203.916 MW远大于空预器传热量168.21 MW，与此对应的排烟温度也必然发生变化，以使之可能建立新的热平衡。

以上数据分析表明，空预器排烟温度123 ℃及热风温度321.2 ℃的选取均不成立，锅炉热平衡需重新计算。

2.4 试验项目中“汽轮机热耗/锅炉效率”匹配体系失衡分析

2.4.1 因热平衡计算体系匹配失衡引起的锅炉效率计算失准

由表1可知，试验项目的数据计算中存在“汽轮机热耗/锅炉效率”匹配体系失衡现象，且原因在锅炉侧；综合考虑报告中对锅炉各项热损失（排烟热损失除外）均按最低值修正到同一基准值及切断工况所选用的机/炉试验数据存在一年时间差等因素，按验算数据可认为该节能项目建成前后的节能效益 ≤3.1 g/(kW·h)，应用前后的节能效益≤2.645 g/(kW·h)，分别远低于报告中的5.9 g/(kW·h)及4.79 g/(kW·h)。

2.4.2 因计算体系差异出现“排烟温度-热风温度-锅炉效率”数据不闭合

在机炉深度耦合系统中，锅炉排烟温度、热风温度与锅炉效率的计算分属不同计算体系，若不考虑空预器旁路运行中热风温度不升反降的现象，仅按排烟温度降低来评估锅炉效率，将对锅炉效率作出误判，热平衡数据也无法闭合。这在机炉深度耦合系统设计及试验中并不少见，具体见表3。

由表3可知，试验项目的数据表明，现有文献中空预器分流运行时与锅炉效率相关的数据不能闭合，不再适用仅简单按排烟温度来判断锅炉效率的变化。

表3 烟气余热梯级利用系统中排烟温度和热风温度与锅炉效率数据匹配情况（THA工况） Tab.3 Matching of exhaust gas temperature, hot air temperature and boiler efficiency in flue gas waste heat cascade utilization system (THA working condition)

3 解决方案及验证

3.1 建立空预器旁路系统的空预器热平衡验算法则

3.1.1 基本方程组

当综合考虑旁路烟道分流率及提高暖风器进风温度这2项的影响时，通过求解下列3组方程，用迭代法来求解空预器热力参数的变化。

烟气供热量方程：

空气吸热量方程：

空预器传热方程：

式中：Qg、Qa、Qheat为空预器烟气供热量、空气吸热量及传热量，kJ/s；1ϑ、2ϑ为空预器进、出口烟温，℃；t1、t2为空预器进、出口风温，℃；ΔT为对数传热温差，K；β为旁路运行工况的烟气分流率；K为传热系数；角标为0的参数为切除旁路系统运行工况下的参数，均为已知值。

3.1.2 配套方程式

空预器比传热系数K/K0宜取用主机厂的数据，并建议按经验式（式(5)）进行校核。式(5)是基于回转式空预器传热系数计算方程和蓄热板放热系数线算图[25]推算的一个简化公式，可供校核时选用：

式中：σ为回转式空预器蓄热板烟气侧放热系数αg与空气侧放热系数αa比值，σ=αg/αa，一般取为1.5；n=0.78～0.80。

虽然式(5)忽略了影响很小的空气侧放热系数的变化，但仍有足够准确度。如按上海锅炉厂有限公司提供的空预器数据，当β=14.3%时，空预器传热系数降为原来的95.05%，这与按式(5)的核算值（95.01%）基本一致。

3.1.3 迭代计算中自变量的选择

若已知烟气分流率β，可选择设定进风温度t1或排烟温度ϑ2为自变量，按式(2)—(4)进行求解。当设定ϑ2为自变量时，由，按式(2)、式(3)求出热风温度t2，然后将已知数值代入式(4)，按代求解其它变量并确认所选排烟温度ϑ2的准确性。也可设定进风温度t1为自变量来完成迭代计算过程。

3.1.4 DL/T 2169—2020[22]典型算例的验算

运用“质量平衡/热平衡/传热”一体化方程按式(2)—(4)用迭代法得到的验算数据见表4。由表4可知，“烟气余热梯级利用系统”投运工况的供电煤耗率变化验算数据是1.60 g/(kW·h)或1.80 g/(kW·h)，其为典型算例煤耗率变化值的58%或65%。

表4 不同计算条件下的梯级利用系统投运工况验算数据 Tab.4 Checking calculation data of operation conditions of cascade utilization system under different calculation conditions

3.2 区分机炉深度耦合系统中几种不同排烟温度

1）空预器旁路系统不投运工况

若暖风器不投运，此时只有一个传统的空预器排烟温度，其与热风温度t20对应。

2）空预器旁路烟系统投运工况

此时存在以下几种排烟温度：空预器分流运行后的排烟温度ϑ2，其与热风温度t2对应；空预器分流运行后与旁路烟道出口烟气混合后的烟温ϑ2,2p；水媒式低温省煤器出口烟温ϑ3，为终烟温；锅炉等效排烟温度ϑeq。

为确定评估锅炉效率所需的排烟温度，提出“等效可比排烟温度[ϑ]eq”概念，计算公式如下：

式中：cpi为烟气比定压热容，kJ/(kg·℃)；(1-β)也可用空预器吸热量替换；当暖风器以汽轮机凝结水或抽汽作为热源时，(ϑ2,2p-ϑ3)项通常作为锅炉外来热量，不再重复计算。

需要指出，等效排烟温度[ϑ]eq仅作为评估节能系统锅炉侧效率变化的指标，而非总节煤耗率变化的指标。

3.3 机炉耦合体系中影响锅炉效率计算的因素

1）机炉耦合运行方式下的锅炉效率可以有几种不同的计算方法，故首先需要确定余热利用收益的归类，是归于锅炉还是归于汽轮机，以便选用“汽轮机热耗/锅炉效率”相匹配的计算体系模式。

2）由于存在额外的输入-输出热量，机炉热平衡界限的划分不同于传统的锅炉和汽轮机的划分。

3）锅炉效率与空预器热力计算的参数不同于传统的锅炉，且排烟温度不再与锅炉效率构成简单反比关系。锅炉效率的变化主要取决于热风温度的变化。

4）需通过联立求解一套“质量平衡-热平衡-传热”方程组来计算与锅炉效率相匹配的热风温度及排烟温度。

在机炉耦合体系的实践中往往因忽视以上因素，导致锅炉效率定值/计算出现混乱及失准。

3.4 基于等效可比排烟温度及热风温度的锅炉效率

以前述1 000 MW机组项目为示例分析如下。

3.4.1 计算等效可比排烟温度

旁路系统投运工况下的等效可比排烟温度为，已知空预器出口烟气余热用于加热冷风后的极限冷却深度为85 ℃，相应等效可比排烟温度为 [ϑ]eq={374×1.09-[(329.31×1.03-72×1.014)×m]-(124-85)×1.06}/1.06=134.65 ℃。该工况下等效可比排烟温度的变化值为124 ℃=10.65 ℃。

3.4.2 基于等效可比排烟温度分析锅炉效率

基于排烟热损失变化的锅炉效率分析如下：

为简化分析，忽略节能系统投运后热风温度降低对锅炉效率的负面影响。当以传统的热平衡图热耗q为基准时，锅炉效率变化为：

如THA工况燃煤总热量为B0Qnet,ar=2 193.6 MW，由表2求得，qin=40/2 193.6=1.823%，qout=56.9/2 193.6 =2.59%，按式(8)得Δηb=+1.823%-2.59%= -0.767%。

大中容量机组因排烟温度升高10 ℃引起锅炉效率变化的经验值约为Δηb= - 0.5%，与理论值Δηb= - 0.767%相比变化量偏小，原因在于实际核算的旁路分流热量约为53.8 MW，而暖风器输入热量约为41 MW，与此相应的锅炉效率变化为Δηb=+1.87%-2.45%= - 0.58%，其与经验值- 0.5%大体相符，故按Δηb= - 0.5%取用。

3.4.3 基于热风温度变化分析锅炉效率

在投运烟气旁路系统后，单位时间内热风焓值的变化dQair为：

式中：Gpa、Gsa为一、二次热风量，kg/s；c2.pa、c2.sa为一、二次热风比热容，kJ/(kg·℃)；t2.pa、t2.sa为旁路系统投运工况中烟气旁路后空预器出口一、二次热风温度，℃；为未投运工况中的一、二次热风温度，℃。

将某锅炉厂提供的数据代入式(9)得，dQair=(523 792/3 600)×1.067 7×(344-354)+(2 325 844/3 600)× 1.064 3×(326-341)= -11 867.42 kW。将热风焓值减少部分折算为排烟损失的增加，则对应排烟温度升高，计算如式(10)。

式中：Gg,2.2为空预器出口烟气量，996.3 kg/s；cg,2为烟气比热容，1.084 kJ/(kg·℃)。

基于锅炉输出主汽和再热汽热量不变（不含空预器旁路，为避免重复计算，这部分热量由汽轮机核算），锅炉需多投入的标准煤量为11 867.42/29 307= 0.404 9 kg/s。当发电功率为1 000.13 MW时，折算到发电煤耗上为0.404 9×3 600/1 000.13 =1.46 g/(kW·h)，按锅炉反平衡效率计算，其对应的排烟热损失q2增加0.53%，这与等效可比排烟温度方法的结果极为接近。

3.4.4 发电煤耗率比较

根据表1及GB 50660—2011的计算为：旁路系统切换工况下的发电煤耗率为b0=7 461.3×103/ (29 307×0.947 8×0.99)=271.326 g/(kW·h)；旁路系统投运工况下的发电煤耗率为b=7 375.9×103/ (29 307× 0.942 8× 0.99)=269.643 g/(kW·h)。此工况下的发电节煤耗率为Δb=b-b0=269.643-271.326 = -1.683 g/(kW·h)，与按锅炉效率不变所计算的发电节煤耗率3.11 g/(kW·h)相比，其虚高幅度达84.8%。

3.5 严格保证边界条件与变工况核算前提的一致性

在DL/T 2169—2020的典型算例中，同时给定了排烟温度ϑ2=123 ℃和进风温度t1=65.5 ℃这2个输入条件，实际上是将空预器自身吸热量作为一项应变量，这与给定空预器系统进行变工况核算的前提并不相符，在理论上已经存在数据不能闭合的矛盾。“汽轮机热耗/锅炉效率”匹配体系模式示例见表5[15-16]。由表5证实，此时无法再利用热平衡-传热方程进行求解，锅炉效率不变仅是一种不存在的假设。

表5 某600 MW技改项目“汽轮机热耗/锅炉效率”匹配体系主要数据 Tab.5 Main data of “turbine heat consumption/boiler efficiency” matching system of technical transformation project for a 600 MW unit

3.6 合理确定热平衡计算体系匹配模式

机炉深度耦合系统中的锅炉效率定值与汽轮机热耗存在耦合关系，并存在以下几种典型“汽轮机热耗/锅炉效率”计算体系模式：

1）模式A 按GB/T 10184—2015或ASME PTC 4—2013确定的锅炉效率，与“汽轮机试验热耗+额外输入能量（空预器旁路省煤器供热量）”的计算热耗相匹配。

2）模式B按欧盟-德国锅炉规范确定的锅炉效率，与考虑额外“输入-输出”能量差值（空预器旁路省煤器与回热系统暖风器供热量之差）后的汽轮机计算热耗相匹配。

3）模式C按修正的国标GB/T 10184—2015（或ASME PTC 4—2013）所确定的锅炉效率（参见文献[26]中所明确的方法），与汽轮机基准热耗相匹配。

无论使用哪种计算模式，最终的节能量计算结果都应是相等的，但对应的锅炉效率及汽轮机计算热耗则各不相同。因此首先需确定“汽轮机热耗/锅炉效率”计算体系模式，否则将引起计算的失误和混乱。如2.2及2.3中的示例，汽轮机热耗按基准值而锅炉效率未进行计算简单定为不变，这不符合上述（模式C）计算体系规范的要求。

由比较得知，因模式A的“锅炉效率”计算中含有外来热量，其增幅较模式B要大得多。

4 机炉深度耦合系统中锅炉效率计算标准及方法的讨论

4.1 GB/T 10184—2015

目前国内通常以GB/T 10184—2015来计算锅炉燃料效率，其正平衡法和反平衡法的计算公式分别为式(11)、式(12）。

式中：QGR、QZR、QFQ、QPW为过热蒸汽、再热蒸汽、辅助蒸汽及排污水带走的热量，kJ/kg；Qloss、Qex为锅炉总损失热量及输入系统边界的外来热量，kJ/kg；Qnet,ar为燃料收到基低位发热量，kJ/kg。

按此标准计算机炉耦合节能系统节能量时，汽轮机计算热耗需按3.6节中的模式A匹配。

4.2 DL/T 2169—2020[22]

DL/T 2169—2020是国内针对机炉耦合节能系统编制的标准，所计算的锅炉效率也是“燃料效率”，其正平衡法和反平衡法的计算公式分别为式(13)、式(14)。

式中：Qpl,g、Qpl,n为空预器旁路省煤器加热给水及加热凝结水的热量，kJ/kg；Qwl为输入系统边界的外来热量，kJ/kg，相当于式(12)中的Qex。

DL/T 2169—2020中的锅炉效率计算公式存在以下问题。

1）与GB/T 10184—2015相比，DL/T 2169—2020中的锅炉效率公式在分子项中多了一项空预器旁路省煤器加热给水及凝结水的热量（Qpl,g+Qpl,n），其无论在正平衡或反平衡公式中均作为损失项。分析其初衷是为了体现其“计算原则”中对这部分热量作为锅炉热损失的规定，但实际表达式则出现了误区或隐含可能引起的失误。

2）对正平衡锅炉效率：分子项表达的应该是带出热量，而式(13)中将损失热量列入分子项在理论上不符合公式定义，实践上导致节能系统投运后锅炉效率明显降低与假设的锅炉效率不变相悖。

3）对反平衡锅炉效率：按式(14)计算机炉耦合节能系统节能量时，实际上是3.6节中的模式C。但此时需注意：①当有外来热量Qwl加热空预器进风时必将引起空预器传热量变化；②即使系统界限的外来热量与锅炉损失热量二者平衡Qwl=Qpl,g+Qpl,n，由于Qloss中的排烟热损失Q2发生变化，锅炉效率也不可能保持不变。如表4中的进风温度t1=65.5 ℃的计算工况下，有Qwl=Qpl,g+Qpl,n=35.30 MW，此时的排烟温度从123 ℃提升至129 ℃，锅炉效率降低0.33百分点，这与典型算例假设的锅炉效率不变相悖。