電站鍋爐排煙余熱回收的應用與經濟性計算

王森 王桂林周義剛 甘智勇 邊疆 孫國通

（1國網天津市電力公司電力科學研究院 天津 3003842 天津市電力科技發展公司 天津 300384）

隨著企業間競爭的加劇和日趨嚴格的節能減排及環保要求，進一步節省燃料消耗已經成為企業未來發展的首要任務之一，這就使得如何充分利用煤炭燃燒產生的熱能，提高熱能的利用效率顯得十分重要[1]。

在火力發電廠中，鍋爐的余熱利用有很多種方式[2-5]，本文著重針對某330MW亞臨界參數鍋爐加裝復合式相變換熱器后的經濟性進行了試驗總結和技術性探討。

1 復合式相變換熱器的工作原理

1.1 復合式相變換熱器的技術簡介

“復合式相變換熱器技術”來源于上海交通大學楊本洛教授的原創性設計理念[6]。該技術的核心在于“復合”和“相變”，即通過“相變換熱器”的設置，并利用不同“強化傳熱技術”與不同“控制技術”的合理配置，在始終保證金屬壁面溫度處于酸露點以上的同時，為大幅度回收煙氣低溫余熱提供了可能[7]。

1.2 復合式相變換熱器的工作原理

在不同的應用背景下，復合式相變換熱器可以設計和組合出許多變化形式，但其基本工作原理不變。其結構形式如圖1所示，復合式相變換熱器結構主要分為蒸發段和冷凝段兩部分，復合式相變換熱器上、下換熱器通過汽水分離裝置聯通，飽和蒸汽和飽和水在密閉系統內自然循環[8]。當相變換熱器應用于鍋爐尾部煙道時，相變換熱器蒸發段吸收鍋爐尾部煙氣熱量，換熱器內部介質處于相變狀態，并沿上升管進入汽包進行汽水分離，隨后蒸汽進入相變換熱器冷凝段，在冷凝段中，相變換熱器內部蒸汽對外部介質(空氣或凝結水等）放熱，蒸汽被凝結成液體，并沿回路循環至蒸發段完成一個循環。在這個循環過程中，通過對換熱介質流量的調節，實現了壁面溫度的可調可控。

2 復合式相變換熱器在電站鍋爐上的應用

圖1 復合式相變換熱器原理圖

2.1 鍋爐運行狀況

天津地區某機組為HG1102/17.5-YM33型煤粉鍋爐，鍋爐為330MW亞臨界參數、一次中間再熱、單軸兩缸雙排汽采暖抽汽燃煤機組，同步安裝脫硫脫硝裝置，平衡通風，固態排渣，半露天布置，全鋼構架的汽包爐。

鍋爐主要設計參數如表1所示。

表1 鍋爐的主要設計參數

該機組在夏季正常運行狀況下，排煙溫度高達155℃左右，電廠運行人員通過改變燃燒煤質、定期吹灰等傳統降低排煙溫度方式均無法達到預期效果。過高的排煙溫度導致了機組布袋使用壽命急劇減少。在某年該機組小修中，發現除塵器的布袋已經大面積破損，經鑒定已經無法再繼續使用，進行了全部更換。經過廣泛的分析調查，結論是排煙溫度過高所致。從投入運行到重新更換，布袋的使用壽命僅僅維持了2～3年。降低排煙溫度，勢必能夠提高布袋的使用壽命，降低維護運行成本。

2.2 改造方案

最終改造方案確定為：將復合相變換熱器吸熱段置于空預器之后的煙道中，回收尾部煙道煙氣余熱，降低排煙溫度，利用水介質相變將回收熱量傳遞至放熱段。夏季用于加熱從#8低加進口引出的凝結水至#7低加出口，從而減少汽輪機的回熱抽汽，增加發電量，降低供電煤耗；冬季用于加熱供暖回水，節能降耗。該裝置靈活配置換熱器的吸熱段和放熱段幾何尺寸，一方面滿足最低壁溫高于煙氣酸露點的要求；另一方面充分發揮相變傳熱的高效性，使壁溫與排煙溫度維持較小的溫差。在保證受熱面不結露的前提下降低排煙溫度，“最大幅度”有效地進行降溫節能、提高鍋爐熱效率和防腐能力。復合式相變換熱器設計參數如表2。

表2 復合式相變換熱器設計參數

改造示意圖如圖2、圖3所示。

圖2 煙道增加相變換熱器的夏季改造示意圖

圖3 煙道增加相變換熱器的冬季改造示意圖

2.3 改造效果

改造后，分別選取夏季和冬季對復合式相變換熱器入口和出口的排煙溫度采用網格法進行了測試，數據匯總如表3、表4。

表3 改造后復合式相變換熱器入口和出口排煙溫度測試匯總（夏季8月測試）

表4 改造后復合式相變換熱器入口和出口排煙溫度測試匯總（冬季12月測試）

從表3、表4的改造后測試數據可以看出，夏季相變換熱器的出口溫度較入口溫度低25.0℃，冬季相變換熱器的出口溫度較入口溫度低24.1℃，成功將排煙溫度控制在設計值130℃范圍內，改造后降溫效果顯著。

3 相變換熱器效益計算與經濟性分析

計算中所用到的煤質數據、年平均負荷、年運行時間、排煙溫度均根據該電廠改造前運行記錄統計得出；各低加抽汽焓值、疏水焓值和汽輪機排汽焓值參照THA工況下的汽輪機汽水平衡圖；煙氣流量使用實測值；按照發電煤耗為350g/(kW·h）,標煤價格為700元/噸計算，年運行時間統計得出為7013h（冬季供暖時間四個半月即3240h夏季3773h）。

3.1 夏季加熱凝結水節能量預算

3.1.1 相變換熱器回收熱量

式中：Vg——實測煙氣流量，取1006870Nm3/h；

ρg——煙氣密度，取0.931kg/Nm3；

Cpg——煙氣比熱，取1.09kJ/(kg.℃）；

ΔT——復合式相變換熱器前、后排煙溫度溫差，單位：℃；

φ——設備保熱系數，取0.95；

Q——復合式相變換熱器回收熱量，單位：kW。

3.1.2 等效標煤量

（1）6號低加增加抽汽流量

夏季回熱系統增加管路如圖4所示：

圖4 夏季回熱系統增加管路改造示意圖

由于復合式相變換熱器出口水溫100℃低于機組7號低加設計出口水溫105.4℃，因此6號低加需要增加部分抽汽流量對該部分凝結水繼續加熱。6號低加需要增加抽汽熱量：

式中：Cp——凝結水比熱，取4.3kJ/kg；

Δt6——6號低加額外加熱流經復合式相變換熱器凝結水溫升，單位：℃；

m——實測流經相變換熱器加熱凝結水流量，85.3t/h；

Q6——6號低加需要增加抽汽熱量，單位：kW；

6號低加抽汽焓值h6=2893.7kJ/kg，疏水焓值為hs6=465.5kJ/kg，根據熱平衡計算6號低加需要增加抽汽流量G6為：

（2）7號低加減少抽汽流量

通過復合式相變換熱器加熱部分凝結水，可以減少7號低加和8號低加的抽汽流量。7號和8號低加設計進口水溫分別為84.4℃、33.8℃，復合式相變換熱器出水（溫度為100℃）進入6號低加，因此7號低加減少的抽汽熱量為：

式中：Δt7——7號低加減少加熱流經復合式相變換熱器凝結水溫升，℃；

Q7——7號低加減少抽汽熱量，kW；

7號低加抽汽焓值h7=2767.2kJ/kg，疏水焓值hs7=377.2kJ/kg，6號低加由于增加抽汽流量0.227kg/s，同樣會增加疏水流量0.227kg/s用于加熱7號低加，6號低加疏水焓值hs6=465.5kJ/kg，根據熱平衡計算7號低加減少抽汽流量G7為：

（3）8號低加減少抽汽流量

8號低加減少的抽汽熱量為：

8號低加抽汽焓值h8=2639.6kJ/kg，疏水焓值hs8=168.0kJ/kg，7號低加減少疏水流量為(G7-G6）kg/s，7號低加疏水焓值hs7=377.2 kJ/kg，根據熱平衡計算8號低加減少抽汽流量G8為：

（4）增加發電量

將7、8號低加減少的抽汽流量用于發電，利用等效熱降，計算得到增加的發電量為：

式中：H6——6段抽汽等效熱降，取519.9kJ/kg；

H7——7段抽汽等效熱降，取408.4kJ/kg；

H8——8段抽汽等效熱降，取306.7kJ/kg；

ηe——機械效率，取99%；

η——發電機效率，取98.9%。

Ne——增加發電量，kW。

（5）節省的標煤量

夏季運行時間3773小時計算，增加的發電量為：

以發電煤耗350g/（kW·h）為計算，加熱凝結水節約標煤量為：=2902041×350÷1000000=1015.7（t/a）。

3.2 冬季加熱采暖循環水節能量預算

3.2.1 相變換熱器回收熱量

3.2.2 等效標煤量

式中：Q——復合相變換熱器回收熱量，單位：kW；

HR——設備冬季運行小時數，3240h；

Qp——標煤的發熱量，單位：kCal/kg；

ηk——鍋爐效率，取90%；

860 ——功熱當量。

3.3 增設復合式相變換熱器后增加的能耗計算

3.3.1 煙氣阻力實測增加298.5Pa，引風機增加的能耗為：

式中：Vg——實測煙氣流量，取1006870Nm3/h；

t——引風機進口煙溫，取115℃；

ΔPy——為增設復合式相變換熱器后煙氣側增加阻力，單位：Pa。

ηy——引風機效率，取75%

3.3.2 夏季增壓泵增加能耗

式中：Qv——夏季流經相變換熱器水流量，取85.3kg/s；

H——水泵揚程，單位：m；

ηb——水泵的效率，取75%。

3.3.3 冬季增壓泵增加能耗

式中：qv——冬季流經相變換熱器水流量，取188.1kg/s；

H——水泵揚程，單位：m；

ηb——水泵的效率，取75%。

3.3.4 增加的年總耗電量Em和多耗的標煤為Gm：

3.4 節能量及經濟效益計算

由此可計算得出，通過增設復合式相變換熱器，一年可節約標煤量G為：

按照平均每噸標煤700元計算，可得出每年節省資金243萬元。

4 結語

利用相變換熱器回收鍋爐排煙余熱，能大幅度降低煙氣的排放溫度，產生十分可觀的經濟效益。在降低排放溫度的同時，通過靈活調整受熱面上的節流閥門，遠離酸露點的腐蝕區域，從根本上避免了結露腐蝕和由此發生的堵灰，大幅度降低了設備的維護成本。因此相變換熱器可以被廣泛應用到其他電廠中，發揮其回收中低溫余熱的優良特性。

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