300 MW機組CFB鍋爐低溫再熱器改造方案研究

陳生斌，方亞雄，徐 鋼

(1．神華神東電力有限責任公司 新疆米東熱電廠，新疆 烏魯木齊 830019;2．華北電力大學 能源動力與機械工程學院，北京 102206)

300 MW機組CFB鍋爐低溫再熱器改造方案研究

陳生斌1，方亞雄2，徐 鋼2

(1．神華神東電力有限責任公司 新疆米東熱電廠，新疆 烏魯木齊 830019;2．華北電力大學 能源動力與機械工程學院，北京 102206)

針對某300 MW電廠循環流化床 (CFB)鍋爐高負荷下排煙溫度過高，低負荷再熱蒸汽溫度不足的問題，提出了增加低溫再熱器面積的改造方案，并基于運行數據，對該鍋爐改造前后的3個典型運行工況進行了詳細熱力計算與分析。結果表明:增加低溫再熱器面積可以有效地提高再熱汽溫，但受限于省煤器的煙-水換熱特性，單純降低省煤器之前的煙溫難以降低最終的排煙溫度。

循環流化床鍋爐;低溫再熱器改造;熱力計算;換熱特性分析

0 引言

在鍋爐的各種熱損失中，排煙熱損失占一半以上，過高的排煙溫度會增大排煙損失，降低鍋爐效率和機組經濟性［1～5］。據計算，排煙溫度每升高1℃，供電煤耗就升高0．17 g/kW·h左右，若全年排煙溫度平均比設計值高25℃，供電煤耗就要升高3．5 g/kW·h。因此，降低排煙溫度可有效提升鍋爐效率，然而影響排煙溫度的因素多種多樣，對于排煙溫度偏高的問題，高繼錄等［6］從排渣機漏風、燃燒器擺角、煤粉細度等等方面分析了其原因，并從多方面入手采取了治理措施，治理效果顯著。

本文針對某300 MW機組循環流化床 (CFB)鍋爐投運后存在高負荷下排煙溫度過高、低負荷時再熱汽溫偏低的問題，嘗試采用增加低溫再熱器面積的方式，增大低溫再熱器吸熱量，從而提升再熱汽溫，同時降低排煙溫度。利用熱力計算程序對該鍋爐改造前后的3個典型運行工況進行詳細模擬，并從工質側與煙氣側對改造的效果進行比較，希望為下一步的改造提供堅實的數據基礎。

1 機組簡介

某熱電廠機組采用DG 1069/17．2-Ⅱ1型單汽包、自然循環CFB鍋爐，該鍋爐主要由1個膜式水冷壁爐膛、3臺冷卻式旋風分離器和1個由汽冷包墻包覆的尾部豎井3部分組成。爐膛內前墻布置有12片屏式過熱器管屏、6片屏式再熱器管屏，后墻布置兩片水冷蒸發屏。其尾部采用雙煙道結構，前煙道布置了3組低溫再熱器，后煙道從上到下依次布置有兩組高溫過熱器、兩組低溫過熱器，向下前后煙道合成1個，在其中布置有兩組螺旋鰭片管式省煤器和臥管式空氣預熱器，空氣預熱器采用光管式，一、二次風道分開布置，沿爐寬方向雙進雙出。鍋爐布置簡圖如圖1所示。

鍋爐汽水系統回路包括省煤器、鍋筒、水冷系統、冷卻式旋風分離器進口煙道、冷卻式旋風分離器、尾部豎井包墻過熱器、低溫過熱器、屏式過熱器、高溫過熱器及連接管道、低溫再熱器、屏式再熱器及連接管道。過熱汽溫依靠兩級噴水調節，再熱汽溫依靠分隔墻兩側的煙氣擋板調節，100%BMCR工況下設計排煙溫度139℃。

圖1 鍋爐布置簡圖

鍋爐原設計煤種為煙煤與煤矸石摻燒，但由于煤矸石供應不足，機組投運后改用煙煤準東煤。準東煤易著火，易燃燼，但屬于高堿煤，煤灰中鉀、鈉的含量偏高，因此灰熔點較低，屬于嚴重結渣類型。表1所示為設計煤種與實際燃用煤種的成分特性數據。

表1 設計煤種與燃用煤種成分分析

2 機組運行問題

該熱電廠兩臺爐分別于2010年8月和12月投產，投產以來鍋爐排煙溫度一直遠高于設計值，夏季大負荷期間最高超過180℃，即使在冬季，負荷在85%以上時，排煙溫度依然達到150℃左右;同時，機組在較低負荷下還存在再熱汽溫不足的問題，負荷在85%以下時，當再熱器側的煙氣調節擋板全部開啟，過熱器側的煙氣調節擋板開度在40%左右的極限狀態下，再熱汽溫仍低于主汽溫度5～8℃。

排煙溫度高不僅降低了鍋爐效率，還嚴重影響電袋除塵器的安全運行。布袋除塵器正常運行溫度不高于160℃，最大不超過170℃。目前一臺鍋爐配有7 200多條濾袋，一條濾袋約800元，更換一次就需要近580萬。一旦濾袋提前報廢，維護費用極大。另外，排煙溫度高對脫硫設備也有不利影響［6］，該廠設有濕法脫硫裝置，為保證吸收塔內防腐材料的完好，也要求煙氣溫度不能超過180℃，否則就要噴水降溫。

而再熱蒸汽溫度偏低則帶來了機組經濟性下降，進入汽輪機末級葉片的蒸汽濕度增加，影響到汽輪機的安全運行和使用壽命等問題［8］。對于再熱蒸汽溫度存在偏差的問題，一般通過調整再熱器受熱面積來解決。趙振寧［9］等針對調整低再、中再和高再三者的面積改造提出了3種方案，并從工程造價、改造效果、運行費用等方面對比了3種方案的優劣，最終選取了最優方案并獲得了良好的效果。而李勤道等［10］提出減小屏式再熱器受熱面積，成功解決了再熱蒸汽超溫，再熱減溫水流量過多的問題。

為此，本文針對本熱電廠再熱蒸汽溫度不足以及排煙溫度過高的問題，提出了改造方案，考慮增加低溫再熱器面積，希望增大低溫再熱器的吸熱量，從而提高再熱汽溫，同時降低分隔煙道之后的受熱面吸熱占比，改善最終排煙溫度。

3 改造方案

(1)低溫再熱器介紹

低溫再熱器管束通過固定塊固定在尾部包墻上，隨包墻一起膨脹，由3組沿爐體寬度方向布置的四圈繞水平管圈組成，順列、逆流布置，管子規格Φ70 mm，材質為冷拔成型的12Cr1MoVG，防磨保護采取常規措施，每個管組入口與四周墻壁間裝設防止煙氣偏流的均流孔板，管組第一排管子迎風面采用防磨蓋板。

(2)低溫再熱器改造方案

本次改造的方案在原低溫再熱器出口段增加一段順流布置的受熱面，改造后的低溫再熱器如圖2所示，經測量計算，增加的低溫再熱器管長為9．56 m，由此增加受熱面積857 m2。

圖2 低溫再熱器改造后示意圖

增加低溫再熱器受熱面積之后，低溫再熱器吸熱量增加，最終再熱蒸汽出口溫度上升。經估算，在煙氣擋板開度不變的情況下，再熱蒸汽可升溫14℃以上。而考慮到工程實際需要，實際應用中應調節煙氣擋板，減少再熱側煙氣份額，并加大過熱蒸汽側噴水量，以保證過/再熱汽溫度均達到設計溫度。

(3)熱力計算結果分析

利用現場的 DCS數據，對鍋爐在95%，85%，60%3種運行工況下進行了鍋爐熱力計算校核，隨后在3種運行工況的計算程序基礎上，對改造后的運行工況進行了模擬。

表2中列出了3種運行工況增加低溫再熱器面積后各換熱器工質進出口溫度的變化量。可以看出，改造后，低溫再熱器蒸汽側吸熱量上升，在進口蒸汽溫度不變的情況下，3種運行工況的低溫再熱器出口蒸汽溫度分別上升了1．89℃，5．64℃，5．73℃，最終屏式再熱器的出口蒸汽溫度，即再熱蒸汽出口溫度對應上升了1．64℃，5℃，5℃，基本達到了設計溫度。對于過熱器，由于分隔煙道內過熱器側煙氣份額增加，低溫過熱器和高溫過熱器的吸熱量均有所增加，低溫過熱器出口蒸汽溫度較改造之前均有3℃左右的上升，為保證過熱側汽溫穩定，必須加大一、二級噴水量，因此改造后工況較對應的運行工況，噴水量均顯著上升。

表2 改造后各換熱器進出口工質溫度的變化

表3中列出了3種運行工況增加低溫再熱器面積后各換熱器進出口煙溫的變化量。

從表3中可以看出，低溫再熱器面積增加后，再熱器側的煙溫顯著下降，出口煙溫降低約40℃左右;而過熱器側的煙溫則有所上升，高溫過熱器出口和低溫過熱器出口均上升了10℃以上。這是因為為了保證再熱器不超溫，需要調節煙氣擋板來增大過熱器側與再熱器側煙氣分配比例，兩側煙氣在分隔墻之下混合，最終省煤器入口煙溫下降了14℃左右，但是其出口煙溫只降低1～2℃，使得最后的空氣預熱器出口煙溫即排煙溫度 只降低了0．5～1℃。

表3 各換熱器進出口煙溫的變化

由以上熱力計算結果可見，這個假設性改造方案的確可以有效提升低溫再熱器吸熱量，從而解決低負荷下再熱蒸汽溫度達不到設計值的問題，并且可以同時降低省煤器之前的煙氣溫度，然而對于省煤器之后的煙溫以及最終的排煙溫度影響不大，究其原因，需要對省煤器的換熱特性展開進一步研究。

4 省煤器換熱特性分析

省煤器的傳熱量Q由式 (1)計算

式中:A為省煤器受熱面積;Δt為平均溫差;K為總傳熱系數，由煙氣側對流換熱系數αd、煙氣側輻射換熱系數αf以及利用系數ζ、熱有效系數Ψ共同決定，在溫度變化不大的情況下，可視為不變。

根據傳熱公式煙氣放熱量Qy與給水吸熱量Qs均等于傳熱量，即

其中，水的比熱容cs為4．2 kJ/(kg·℃)。

煙氣比熱容由公式 (5)計算［10］:

式中:cp為煙氣及各組分的比熱容，kJ/(kg·℃);g為煙氣中各組分的質量分數。

在0～1 000℃范圍，各組分的比熱容有如下回歸公式，其誤差不超過2%:

式中:t為煙氣溫度，℃。

將公式 (6)～(9)代入式 (5)，計算出3種工況下煙氣比熱容與總熱容。

由表4可知，在省煤器處，煙氣比熱容和質量流量均小于給水，給水熱容cs約為煙氣熱容cp的6倍以上，因此，當傳熱量變化時，煙氣側的溫度變化量遠大于給水側的溫度變化量。

表4 省煤器煙氣-給水物性參數比較

圖3為省煤器處改造前后的換熱曲線 (實線為改造前，虛線為改造后)，可見當入口煙氣溫度下降時，給水出口溫度略有下降，導致較大溫差Δtx明顯減小，在總傳熱系數K基本不變的情況下，總傳熱量減小，煙氣總放熱量下降導致最后出口煙溫也略有下降。可見，在合理的溫降范圍內，無法單純依靠降低省煤器之前的煙氣溫度來顯著降低出口排煙溫度。

圖3 省煤器換熱曲線

5 結論

(1)通過對鍋爐在3種不同負荷下運行工況的改造前后熱力計算結果比較表明，增加低溫再熱器面積可有效改善低負荷下再熱汽溫低于設計值的問題，配合調節煙氣擋板及增加過熱側噴水量情況下，在95%，85%，60%負荷工況下再熱蒸汽出口溫度對應上升了1．64℃，5℃，5℃，基本達到了設計溫度。然而雖然改造可有效降低再熱器之后及省煤器入口煙溫，最后排煙溫度并未明顯降低。

(2)對省煤器的換熱特性分析表明，由于給水側熱容cs約為煙氣側熱容cp的6倍以上，對于同樣的傳熱量變化，煙氣側溫度變化量遠大于水側變化量。因此，在入口煙溫降低時，給水出口溫度并不會明顯降低，導致傳熱溫差減小，總傳熱量即煙氣放熱量減少，最后出口煙氣溫度降低并不明顯，入口煙溫平均下降14℃，出口煙溫才會下降1～2℃。因此，可以斷定，在合理范圍內，單純降低省煤器入口煙溫并不能帶來省煤器出口煙溫的明顯降低，另外，省煤器吸熱量減少，會使得給水出口溫度降低，反而不利于爐膛內煤粉的燃燒。

(3)鍋爐實際運行數據與設計數據對比發現，煙氣溫度在空預器之前差距不大，但空預器之后運行排煙溫度明顯偏高，綜合煤質分析，考慮可能是燃用高堿煤導致空預器積灰，建議加大空預器除灰力度。

［1］王春昌．鍋爐漏風對排煙溫度及排煙損失的影響 ［J］．熱力發電，2007，36(8):19-22．

［2］秦建柱．超臨界350 MW機組鍋爐排煙溫度偏高原因分析及技術改造 ［J］．熱力發電，2011，40(6):49-51．

［3］蔣建剛，李永玲，張春發．揚州電廠超臨界600MW機組鍋爐燃燒調整的試驗研究 ［J］．熱力發電，2009，38(11):73-78．

［4］童紅政，程暄．300MW鍋爐排煙溫度偏高原因分析及對策 ［J］．華東電力，2007，35(8):103-105．

［5］陸瑩，王達峰．600MW機組超臨界鍋爐燃燒調整試驗［J］．熱力發電，2007，36(7):29-31．

［6］孫浩，唐健．超超臨界660MW鍋爐排煙溫度偏高的原因分析 ［J］．鍋爐制造，2010，(4):13-15．

［7］高繼錄，鄒天舒，李志龍，等．某300 MW機組鍋爐排煙溫度偏高原因分析及治理 ［J］．熱力發電，2013，42(2):110-113．

［8］劉兆俊．鍋爐再熱蒸汽溫度低的原因分析與對策 ［J］．設備管理與維修，2009，11:38-40．

［9］趙振寧，王晶晶，徐立偉，等．300 MW鍋爐再熱汽溫低的原因分析及改造 ［J］．中國電力，2012，45(12):21-25．

［10］李勤道，胡志宏，郝衛東，等．135MW機組CFB鍋爐再熱器改造 ［J］．熱力發電，2013，42(5):76-79．

［11］聶鵬飛，王洋，張宏宇，等．濕法煙氣脫硫系統入口事故噴淋水量的計算 ［J］．熱力發電，2013，42(6):75-77．

Case Study on the Low-temperature Reheater Retrofitting for CFB Boiler in a 300 MW Power Plant

Chen Shengbin1，Fang Yaxiong2，Xu Gang2
(1．Xinjiang Midong Thermal Power Plant，Region 830019，China;2．School of Energy Power and Mechanical Engineering，North China Electric Power University，Beijing 102206，China)

For a 300 MW power plant circulating fluidized bed(CFB)boiler，the exhaust gas temperature is too high under high load，while the reheat steam temperature is largely reduced under the low load condition，a retrofitting program is proposed to solve this problem by increasing the heat transfer area of the low-temperature reheater．Based on the operational data，comprehensive thermodynamic calculations and analysis are conducted for three typical operating conditions before and after the retrofitting．Results show that increasing the heat transfer areas of the low temperature reheater is an effective method to enhance the reheat steam temperature．But limited by gas-water heat transfer characteristics in economizer，it is difficult to reduce the final exhaust gas temperature by simply reducing the gas temperature before economizer．

CFB boiler;low-temperature reheater transform;thermodynamic calculation;analysis of heat transfer characteristics

TM62

A

10．3969/j．issn．1672-0792．2014．04．012

2014-03-12。

國家自然科學基金資助項目 (51276059)。

陳生斌 (1965-)，男，工程師，研究方向為電廠系統優化改造、生產運營管理、電力系統自動化等，E-mail:xugang6216@163．com。