600MW前后墻對沖燃燒鍋爐降低排煙溫度的試驗研究

高 遠，秦 鵬，岳峻峰

（江蘇方天電力技術有限公司，江蘇 南京 211102）

某電廠1號鍋爐自投產后排煙溫度較高，平均溫度在150℃，對脫硫系統的安全運行構成了威脅，亦對機組的經濟性帶來不利的影響。因此，有必要分析造成該鍋爐排煙溫度偏高的原因，并通過優化調整使鍋爐機組的運行工況更趨合理，以達到降低排煙溫度，提高鍋爐安全、經濟運行水平的目的。

1 設備概況

1.1 研究對象

1號鍋爐為超臨界參數直流爐，鍋爐裝設脫硝系統，采用固態排渣，型號為HG-1965/25.4-YM5，設計燃用東勝神府煤。采用前后墻對沖燃燒方式，前后墻分別布置3層LNASB型低NOx軸向旋流燃燒器，每層5只，最上層煤粉燃燒器上方布置1層燃盡風口，前后墻各布置5只，兩側墻各布置3只。采用HP1003中速磨煤機直吹式正壓冷一次風制粉系統。燃燒器形式如圖1所示。

圖1 LNASB型軸向旋流燃燒器

1.2 煤質特性

試驗期間機組額定負荷運行，試驗煤種為混煤。鍋爐設計煤種以及試驗煤種數據如表1所示。試驗所用煤質低位發熱量在19.48～21.14 MJ/kg，平均低于設計值14%，原煤水分較設計值高6%。文獻[1]指出排煙溫度大致與收到基水分War呈正比，與發熱量Qnet，ar呈反比。因此，煤質偏離設計值較大是鍋爐排煙溫度較高的一個主要原因。

表1 煤的特性分析

2 影響因素分析

一般情況下，排煙溫度升高10～15℃，排煙損失增加1%[2]。該爐設計排煙溫度為128℃，實際排煙溫度較設計值高20℃左右，嚴重制約了鍋爐熱效率的提升。鍋爐排煙溫度較高是由于以下原因：（1）漏風(包括爐膛漏風、制粉系統漏風、煙道漏風、空預器漏風)[3]；（2） 燃燒調整控制問題；（3）煤質偏離設計值較大；（4）空預器換熱能力差。

由于環境溫度波動對排煙溫度有一定的影響，因此，按照ASME PTC4.1標準對排煙溫度進行了修正。

3 試驗結果及分析

3.1 燃燒總風量特性分析

過量空氣系數α能夠反應進入爐內的燃燒總風量。α過小，則空氣供應量少，在空預器換熱能力一定的情況下將導致排煙溫度的上升；α過大，則空氣供應量大，導致爐內溫度下降，增加煙氣量，亦導致排煙溫度上升[4]。因此，需要通過燃燒優化調整尋找一個最佳過量空氣系數。總風量的調整是在各臺磨煤機進口一次風量基本不變的前提下進行的，即通過送風機的調整來改變總風量大小，試驗結果如圖2所示。

圖2 過量空氣系數的影響

隨著α由1.15增加到1.23，排煙溫度先降低后升高。在α為1.19時，排煙溫度達到最低值，說明此時α的增加導致空預器對煙氣熱量的利用率增加。而總風量對飛灰含碳量的影響則是符合預期的，隨著α的增加，飛灰含碳量總體上較低且逐漸降低，當α大于1.19時，其變化已不明顯。

3.2 不同層燃燒器風量分配特性的影響分析

調整二次風風門開度，可以將燃燒所需風量分階段送入爐內，改變火焰中心，達到對排煙溫度調整的目的。從爐底至爐頂的二次風箱共4層，分別取風門開度為80/75/60/85（定義為束腰配風）、80/80/80/80（定義為均等配風）以及75/75/75/100（定義為T型配風）進行試驗，試驗結果如表2所示。

表2 風量分配特性試驗數據

從表2中看出，采用束腰配風方式運行，由于下層風量較大，火焰中心向下偏移，燃盡風量較大可以補充中間層完全燃燒所需風量，同時對火焰有一定的壓制效果，因此鍋爐排煙溫度最低。T型配風燃燒區域風量分布均勻，火焰中心稍高，但由于燃盡風對火焰的壓制效果，其排煙溫度次低。采用均等配風方式運行排煙溫度最高，較排煙溫度最低的束腰配風高2.5℃。而飛灰含碳量則是T型最低，束腰次之，均等最高，其主要原因是上層風（OFA）的份額增加所致，由于OFA沿四壁布置，增加OFA即意味著增強了OFA的擾動能力，使得焦炭粒子在爐內的停留時間相對延長，對降低排煙溫度和灰渣含碳量均比較有利。

3.3 燃燒器調整分析

LNASB型低NOx軸向旋流燃燒器二次風旋轉射入爐膛，先與一次風射流作用形成回流區，抽吸高溫煙氣，煤粉顆粒較早的進入回流區時，煤粉可以在回流區內著火燃燒，放出的熱量可以提高回流區的煙溫[5]，在回流區尾部進入回流區的煤粉，若在進入爐內后還未著火，則隨煤粉帶入回流區的是大量低溫氣流，致使回流區溫度下降[6,7]。因此，煤粉較早進入回流區可以強化煤粉的著火燃燒[8]。回流區的強度可通過二次風量和二次風旋流強度進行調節。此后，帶有強烈旋流的三次風隨之噴入，與含煤粉氣流的二次風進行強烈的混合，以穩定燃燒，供給煤粉顆粒進一步燃燒所需氧量。

通過試驗合理配置燃燒器二、三次風配比、旋流強度以及同層燃燒器總風量的分配，可以使各燃燒器熱負荷均勻，優化各燃燒器燃燒，降低排煙溫度。

3.3.1 二次風比率調整分析

二次風比率由二次風拉桿控制，調整二次風拉桿可以改變燃燒器的二、三次風分配比例及二次風的旋流強度。由于燃煤為較易結渣的煙煤，二次風比率過大將導致嚴重的結渣，故安排將二次風率置于中等比率和最低比率進行試驗，試驗結果見表3。

表3 二次風分配比率調整試驗數據

二次風分配比率降低，中心回流區減小，二次風進入燃燒氣流的時間延遲。對于易燃燒煤種，要求在燃燒器出口迅速補充二次風[9]，否則會影響到煤粉初期燃燒，煤粉燃燒行程增加，火焰中心上移，排煙溫度升高。二次風分配比率最低的排煙溫度較中等比率的排煙溫度升高了3.2℃。在二次風比率改變的試驗中，飛灰含碳量變化較小，均保持在較好的燃盡效果。

3.3.2 三次風旋流強度調整分析

隨著三次風旋流強度的增大，回流區的長度和直徑均增大，回流區直徑比增大，射流擴展角也增大，當擴展角過大，容易產生飛邊現象或開式中心回流，造成燃燒不穩[10]，容易燒壞燃燒器和產生結渣。分別將三次風旋流強度調整至中等強度及最弱位置進行試驗，試驗結果如表4所示。

表4 三次風旋流強度調整試驗數據

從表4中看出，隨著三次風旋流強度的減弱，排煙溫度降低。其主要原因是三次風占燃燒空氣份額較大，加強三次風旋流，加劇了爐內燃燒，提高了爐膛溫度，相應地也影響到鍋爐尾部煙道煙氣溫度的上升，進而排煙溫度升高。此外，從火焰形態看，在三次風旋流強度中等時氣流在旋口內迅速擴展，火焰根部擴展角大，火焰當中的高溫煤灰粒子易接觸爐墻并沉積，有結渣現象。因此，減弱三次風的旋流強度不僅對降低排煙溫度有利，而且對燃燒器結渣的預防也有好處。由于燃煤為較易著火的煙煤，2個工況中的飛灰含碳量均較低。

3.3.3 同層燃燒器風量分配方式變化的影響

進入燃燒器的總風量由三次風擋板控制，該爐同層布置5個燃燒器（從左至右編號1—5號），共用一個大風箱。為有效指導試驗，先利用CFX數值模擬軟件對同層燃燒器間的流場進行了模擬。同層燃燒器間速度分布如表5所示。

表5 同層燃燒器風速及靜壓模擬數據

從流體模擬計算情況看，1號、5號燃燒器風速最高，3號燃燒器風速最低。為了優化同層燃燒器間各只燃燒器的燃燒效果，分別將1號、3號、5號燃燒器三次風擋板關25%（定義為雙峰）與將5只燃燒器三次風擋板調整至全開（定義為均等）進行對比試驗，試驗結果如表6所示。

從試驗結果看，同層燃燒器三次風采用雙峰型較采用均等型排煙溫度下降0.8℃，效果不明顯。其主要原因是1號、3號、5號燃燒器三次風擋板關小后，同層燃燒器總風量更趨均勻，各燃燒器熱負荷均勻，可以消除局部高溫現象，改善燃燒效果，進而降低排煙溫度。但不管同層燃燒器風量分配如何改變，由于相鄰異向旋轉的火炬有相互作用，熱質交換強烈，燃燒不致明顯變差，因此，同層燃燒器風量分配方式的變化對排煙溫度的影響有限。如前所述由于燃煤為較易著火的煙煤，同層燃燒器風量的改變未對飛灰含碳量造成明顯影響，2個工況中的飛灰含碳量均較低。

表6 同層三次風量調整試驗數據

3.4 制粉系統的影響

3.4.1 一次風量的影響

一次風量主要滿足煤粉的前期燃燒，與煤質揮發分關系密切，對制粉系統的運行和煤粉顆粒的著火影響很大[11]。該爐額定出力運行期間，磨煤機入口一次風量在108 t/h左右，而其設計通風量為98 t/h，實際運行風量超出設計值約10%，這是導致鍋爐排煙溫度較高的原因之一。磨煤機一次風量調整試驗數據如表7所示。

表7 一次風量調整前后試驗數據

在磨煤機出口溫度一定的情況下，一次風量降低，其中摻雜的冷一次風量也減少，制粉系統漏風率變小，流經空氣預熱器的風量增加，從而導致排煙溫度下降[12]。同時，一次風量增加后，煤粉細度變粗，火焰中心上移，對降低排煙溫度不利。試驗期間，磨煤機入口一次風量由108 t/h調整到100 t/h后，排煙溫度下降2.7℃。

3.4 .2 磨煤機出口溫度的影響

從燃燒的角度看，一次風溫越高越好，但實際運行中為了保證制粉系統安全運行，需對一次風溫有所限制。該鍋爐燃煤為高揮發分易燃混煤，出于磨煤機安全運行的考慮，電廠過于保守的把磨煤機出口運行溫度控制在65℃，低于普通煙煤鍋爐一次風溫的控制值，有必要通過提高磨煤機出口溫度來降低排煙溫度。試驗期間將磨煤機出口溫度從65℃提高到75℃，具體結果如表8所示。

圖8 磨煤機出口溫度調整前后試驗數據

磨煤機出口溫度越低，則在磨煤機入口前摻入的冷一次風比例越大，即流過空預器進行換熱的風量降低，引起排煙溫度升高。同時，磨煤機出口溫度低，使進入爐膛的風粉混合物溫度降低，燃燒延遲，也會造成排煙溫度升高。該鍋爐燃煤全水分較高，平均值在20%，在煤粉干燥過程中會吸收大量汽化潛熱。因此，提高磨煤機進、出口溫度可大幅降低排煙溫度。調整后，排煙溫度下降4.1℃，效果顯著。

3.5 空預器換熱能力分析

通過優化調整，鍋爐最低排煙溫度較最高排煙溫度降低11.8℃，排煙溫度偏高的現象得到了緩解，但仍高于設計值。空預器性能分析如表9所示，試驗工況的空預器進口煙溫遠低于設計值，二者相差13.8℃，空預器出口一、二次風溫較設計值明顯偏低，而排煙溫度在經過基準溫度修正后仍高于設計值15.8℃，試驗工況傳熱溫壓較設計值偏低將近20℃。需特別指出的是，試驗工況是在試驗煤種水分較設計煤種水分高6%的前提下進行的，為了保證磨煤機的出口溫度，此時的制粉系統摻冷風量已低于設計冷風量。期間，電廠專業人員也對爐膛和煙道進行了細致地查漏，未發現明顯的漏風點。因此，可以推斷排煙溫度偏高的問題與空預器的換熱性能未達設計值有關。其可能主要是以下原因所致：（1）空預器換熱面積不足；（2）鍋爐設計裝設脫硝裝置，為減輕空預器腐蝕而在冷端加涂陶瓷，使空預器熱交換能力下降；（3）設計中簡單地把空預器進口一、二風溫等同，實際中空預器進口一次風溫較二次風溫有較大提高。

4 結束語

通過分析、調整對鍋爐排煙溫度有所影響的各種因素，得出如下結論：（1）過量空氣系數由1.15增加到1.23，排煙溫度先降低后上升。（2）在不同層燃燒器風量分配方式中，束腰配風方式運行時，鍋爐的排煙溫度最低；同層燃燒器風量分配方式變化對排煙溫度的影響較小。（3）提高燃燒器二次風分配比率和降低三次風旋流強度均可降低鍋爐排煙溫度。（4）制粉系統運行方式對排煙溫度影響較大。降低磨煤機入口一次風量和提高磨煤機進、出口溫度均對降低排煙溫度有益，其中提高磨煤機進、出口溫度的影響尤為明顯。（5）空預器換熱能力不足是導致鍋爐排煙溫度偏高的主要因素之一。

表9 空預器換熱性能分析 ℃

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