增壓富氧鍋爐高溫對流受熱面換熱規律研究

高正陽，　趙　航，　楊朋飛，　孟欣欣，　殷立寶，　廖永進

(1. 華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北保定 071003；2. 廣東電網有限責任公司電力科學研究院，廣州 510080)

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增壓富氧鍋爐高溫對流受熱面換熱規律研究

高正陽1，趙航1，楊朋飛1，孟欣欣1，殷立寶2，廖永進2

(1. 華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北保定 071003；2. 廣東電網有限責任公司電力科學研究院，廣州 510080)

摘要：以某臺300 MW燃煤鍋爐為研究對象，運用Aspen Plus軟件確定煤粉在常規空氣、常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下生成的煙氣物性，采用Fluent軟件，結合離散坐標輻射模型(DOM)，對3種燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器處的煙氣流速、對數平均溫差、傳熱系數、管壁溫度分布和管圈內蒸汽焓增等參數進行數值模擬.結果表明：燃燒氣氛由常規空氣變為常壓富氧再到增壓富氧的過程中，換熱器的傳熱系數均增大；與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下換熱器的管圈間熱偏差較小；換熱器的彎管處可能存在超溫現象；隨著煙氣流速的增大，實現相同換熱量，換熱器所需換熱面積逐漸減小，且變化幅度也減小，為保證鍋爐安全穩定運行，需要將部分省煤器移入爐膛上部.

關鍵詞：增壓富氧鍋爐； 受熱面； 煙氣流速； 熱偏差； 換熱面積

燃煤電站排放大量的CO2，對環境造成極大的污染，目前，電廠CO2的捕集和封存已經成為一個重要的研究方向[1-3].富氧燃燒技術(即O2/CO2燃燒技術)可以有效且經濟地捕集電站鍋爐所產生的CO2，液化處理后可以回收利用[4-5].在液化CO2的同時，由于常壓下SO2的沸點低于CO2的三相點溫度，SO2也被液化回收，可以避免因脫硫造成的投資浪費，由于煙氣再循環，排放煙氣中的NOx也隨之減少[6]，因此，富氧燃燒技術是一種可實現污染物零排放的新型潔凈發電技術[7-8].

富氧燃燒產生的煙氣主要成分是CO2和H2O，與常規空氣燃燒氣氛相比，煙氣物性發生很大變化，煙氣與工質間的傳熱系數也有較大不同.米翠麗等[9]采用數值模擬方法對富氧燃燒方式下煙氣的傳熱特性進行了研究，并與常規空氣燃燒氣氛下進行比較；馬凱等[10]對增壓富氧燃燒氣氛下煙氣物性的計算方法進行了研究，得到了煙氣的對流傳熱系數，但是上述研究均沒有考慮輻射換熱對換熱特性的影響；高正陽等[11]進行了常規空氣燃燒及不同體積分數之比φ(O2)/φ(CO2)的5種壓力下增壓富氧鍋爐各對流受熱面的熱力計算，分析了煙氣壓力對各換熱器換熱特性的影響，雖然理論計算能較為準確地得到各換熱器的換熱參數，但不能詳細描述流體的流動、換熱狀態、管壁的溫度分布和熱偏差等情況，而Fluent軟件卻可以實現.

筆者以某臺300 MW燃煤鍋爐為研究對象，針對換熱器的流動和換熱特點，建立三維幾何模型，運用Aspen Plus軟件計算常規空氣、常壓富氧和增壓富氧3種燃燒氣氛下生成的煙氣物性，利用Fluent軟件平臺，結合離散坐標輻射模型(DOM)，對蒸汽、金屬管壁和煙氣3個區域進行了耦合換熱計算，得到3種燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器處的煙氣流速、對數平均溫差、傳熱系數、管壁溫度分布和管圈內蒸汽焓增等參數的變化規律.然后在不同的煙氣流速下對高溫再熱器和高溫過熱器進行數值模擬，研究了實現相同的換熱量時傳熱系數和所需換熱面積的變化規律.

1研究對象

以某臺300 MW亞臨界參數自然循環汽包鍋爐為研究對象，鍋爐型號為HG-1025/17.5-HM35，沿著煙氣流動方向，主要受熱面有屏式再熱器、高溫再熱器、高溫過熱器、低溫過熱器和省煤器等，高溫再熱器的一片管屏由7根并排管子組成，對應的管圈編號為管圈1～管圈7，沿著煙氣流動方向共有14根管子；高溫過熱器的一片管屏由4根并排管子組成，對應的管圈編號為管圈1～管圈4，沿著煙氣流動方向共有16根管子.高溫再熱器和高溫過熱器均采用順流布置，其結構尺寸如表1所示.煤質分析如表2所示.

表1　換熱器的結構尺寸

表2　煤質分析

2數值模擬

2.1物理模型的建立

圖1為使用Gambit軟件建立的物理模型，由于無論是高溫過熱器還是高溫再熱器，各管屏處的流動與換熱特性基本相同，僅對一片高溫過熱器管屏和一片高溫再熱器管屏進行計算.

2.2煙氣物性的計算

在數值模擬計算中，常規空氣燃燒氣氛下的煙氣物性采用常規方法計算，富氧燃燒氣氛下采用Aspen Plus軟件計算煙氣物性，煙氣物性參數包括煙氣的密度、比定壓熱容、黏度、導熱系數和普朗特數等.Aspen Plus軟件具有完備的物性數據庫，可用于求解多種組分混合物的熱力學性質.計算煙氣物性時采用的熱力學方法為PR-BM.

(a)高溫再熱器(b)高溫過熱器

圖1換熱器單片管屏的物理模型

Fig.1Physical model of a heat exchanger tube screen

2.3輻射減弱系數的修正計算

常規空氣燃燒氣氛采用俄羅斯73標準(布格爾定律)計算煙氣輻射減弱系數(即吸收系數)，但在富氧燃燒氣氛下煙氣的主要成分是CO2和H2O等三原子氣體，計算富氧燃燒氣氛下三原子氣體的輻射減弱系數，需要考慮多譜帶重疊和混合氣體譜帶重疊帶來的影響.針對富氧燃燒生成的煙氣中高濃度三原子氣體輻射特性的改變，采用寬帶關聯修正式進行三原子氣體輻射減弱系數的計算[12-14]，得到3種燃燒氣氛下對應的煙氣輻射減弱系數值，作為采用DOM模型計算輻射特性的基礎數據，寬帶關聯修正式為

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：Kq為三原子氣體的輻射減弱系數，MPa-1·m-1；φ2為煙氣中三原子氣體的體積分數；Kfh為煙氣中灰粒的輻射減弱系數，MPa-1·m-1；wfh為飛灰的質量分數；K1為焦炭顆粒的輻射減弱系數，MPa-1·m-1；x1和x2為焦炭顆粒的影響系數；pH2O、pCO2分別為煙氣中H2O與CO2的分壓力，MPa；s為有效輻射層厚度，m.

2.4網格的劃分與邊界條件的設置

蒸汽流動區采用六面體劃分網格，煙氣流動區采用尺寸函數法劃分網格，采用不同參數劃分出不同的網格數量進行模擬計算，并對比模擬結果，從而驗證網格的正確性.網格劃分局部圖如圖2所示.

圖2　網格劃分局部圖

模擬過程中速度與壓力采用Simplec算法，采用隱式離散控制方程求解.將蒸汽入口邊界設置為質量流量入口，根據所計算的鍋爐在100%負荷下的運行參數，高溫再熱器和高溫過熱器單根管子蒸汽的質量流量分別為0.561 7 kg/s和0.451 9 kg/s，壓力分別為3.905 MPa和17.886 MPa；煙氣入口的邊界條件設置為速度入口，高溫再熱器和高溫過熱器對應的煙氣流速分別為9.6 m/s和10.6 m/s，煙氣入口溫度分別為1 151 K和1 061 K；蒸汽和煙氣出口均設置為壓力出口.在模擬常壓富氧和1 MPa增壓富氧燃燒氣氛的過程中，煙氣物性采用Aspen Plus軟件的計算結果.假設蒸汽和煙氣的其他參數與常規鍋爐滿負荷時保持一致，換熱器采用順流換熱方式，管壁面采用耦合換熱方式，管屏兩側壁面設為對稱邊界，其余壁面設為常溫.

3計算結果與分析

針對圖1中的物理模型，采用不同的網格劃分方法進行模擬，并將常規燃燒氣氛下不同網格數量對應的數值模擬結果與實際運行結果進行對比，如表3所示.由表3可知，蒸汽出口溫度誤差在±1%范圍內，符合要求.

表3　數值模擬結果與實際運行結果的對比

圖3給出了換熱器結構不變時，不同燃燒氣氛下煙氣流速的變化情況.由圖3可以看出，常規空氣、常壓富氧(φ(O2)/φ(CO2)=70∶30，壓力為0.1 MPa)和增壓富氧(φ(O2)/φ(CO2)=70∶30，壓力為1 MPa)燃燒氣氛下高溫再熱器處的煙氣流速分別為9.6 m/s、7.032 1 m/s和0.709 1 m/s，高溫過熱器處的煙氣流速分別為10.6 m/s、7.783 m/s和0.781 6 m/s；與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下高溫再熱器處的煙氣流速分別減小了26.75%和92.62%左右，高溫過熱器處的煙氣流速分別減小了26.58%和92.63%左右.這是由于富氧燃燒氣氛下助燃氣體由空氣變為CO2和O2的混合氣體，導致生成的煙氣量減少，煙氣流速減小；隨著煙氣壓力的升高，煙氣密度變大，體積流量減小，在煙道截面積不變的情況下，煙氣流速大幅減小.

圖3　不同燃燒氣氛下換熱器處的煙氣流速

Fig.3Flue gas velocity around heat exchangers under different combustion atmospheres

圖4和圖5給出了換熱器結構不變時，不同燃燒氣氛下煙氣側輻射傳熱系數和對流傳熱系數的變化情況.由圖4和圖5可以看出，在燃燒氣氛由常規空氣變為常壓富氧再到增壓富氧的過程中，各換熱器煙氣側的輻射傳熱系數和對流傳熱系數均有增大的趨勢.這是由于常規空氣燃燒氣氛下煙氣主要成分是N2，N2不具有輻射和吸收作用，但富氧燃燒氣氛下生成的煙氣主要成分是CO2，CO2是三原子氣體，具有較強的輻射吸收能力，因此富氧燃燒氣氛下的換熱能力比常規空氣燃燒氣氛下強.隨著煙氣壓力的升高，煙氣密度增大，流速減小，導致煙氣的雷諾數保持不變，但其導熱系數隨著壓力的升高有所增大，致使煙氣的對流換熱能力增強.

圖4　不同燃燒氣氛下換熱器煙氣側的輻射傳熱系數

Fig.4Radiation heat-transfer coefficient of flue gas around heat exchangers under different combustion atmospheres

圖5　不同燃燒氣氛下換熱器煙氣側的對流傳熱系數

Fig.5Convective heat-transfer coefficient of flue gas around heat exchangers under different combustion atmospheres

與高溫再熱器相比，高溫過熱器煙氣側的輻射傳熱系數較小，對流傳熱系數較大，且在燃燒氣氛由常規空氣變為常壓富氧再到增壓富氧的過程中，高溫過熱器煙氣側的輻射傳熱系數增大幅度小，對流傳熱系數增大幅度大.這是由于高溫過熱器位于高溫再熱器之后，煙氣溫度相對較低、煙氣流速較大造成的，但高溫再熱器和高溫過熱器的整體傳熱系數相差不大.

換熱器的換熱效果不僅受煙氣側對流和輻射換熱的影響，而且與換熱器的對數平均溫差有關，若要實現與常規空氣燃燒氣氛下相同的換熱效果，需要考慮對數平均溫差的變化.圖6給出了不同燃燒氣氛下換熱器對數平均溫差的變化情況.由圖6可知，同一換熱器在不同燃燒氣氛下的對數平均溫差變化不大，但高溫再熱器處的對數平均溫差比高溫過熱器處高，這是因為高溫再熱器處的煙氣溫度較高.

圖6　不同燃燒氣氛下換熱器的對數平均溫差

Fig.6Logarithmic mean temperature difference of heat exchangers under different combustion atmospheres

圖7和圖8分別給出了不同燃燒氣氛下高溫過熱器和高溫再熱器的管壁溫度分布.由圖7和圖8可以看出，常規空氣燃燒氣氛下，高溫再熱器和高溫過熱器的管壁溫度最大溫差為55.32 K和18.02 K；常壓富氧燃燒氣氛下，高溫再熱器和高溫過熱器的管壁溫度最大溫差為52.01 K和17.02 K；增壓富氧燃燒氣氛下，高溫再熱器和高溫過熱器的管壁溫度最大溫差為51.806 K和16.7 K；與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下換熱器的管壁溫度最大溫差較小，這必將導致常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下換熱器中并聯布置的管子管圈內蒸汽焓增相差很小，即管圈間的熱偏差小，更有利于鍋爐的安全運行.

圖7　不同燃燒氣氛下高溫再熱器的管壁溫度分布

Fig.7Temperature distribution in high-temperature reheater tube walls under different combustion atmospheres

圖8　不同燃燒氣氛下高溫過熱器的管壁溫度分布

Fig.8Temperature distribution in high-temperature superheater tube walls under different combustion atmospheres

沿著煙氣流動方向，管壁溫度依次降低，與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下各管壁溫度明顯偏高，且越靠后的管圈中管壁溫度偏高越明顯，這是由于在換熱器結構不變的情況下，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下煙氣側的傳熱系數比常規空氣燃燒氣氛下大，換熱效果較好.但該管壁溫度值是由整根管子管壁溫度的面積加權平均所得的，并不能體現管壁的局部溫度分布情況.

圖9給出了增壓富氧燃燒氣氛下高溫再熱器中，沿著蒸汽流動方向各管圈中管壁的局部溫度分布.由圖9可以看出，沿著蒸汽流動方向，管圈1～管圈7中管壁局部溫度分布趨勢基本一致，蒸汽入口的豎直管段管壁局部溫度呈緩慢上升趨勢，到彎管處達到峰值；在水平管段，管壁局部溫度開始迅速降低而后升高，在另一彎管處出現峰值，但此值小于第一個彎管處的溫度峰值；最后在蒸汽出口的豎直管段，管壁局部溫度先迅速下降后緩慢上升；到達管口處時，管壁局部溫度迅速下降.由圖9還可以看出，在整片管屏中，管圈1中管壁溫度最高，且在管圈1中第一個彎管處的溫度峰值最高，這是由于對流受熱面的結構布置導致彎管處的煙氣擾動強烈，換熱強度大造成的.如果管子采用相同材質，可以認為在該彎管處最有可能出現超溫爆管，影響換熱器的安全運行.

當多根受熱管子并聯工作時，各根管子的結構尺寸、內部阻力系數、進出口壓差和熱負荷會存在差異，因此并聯布置的每根管子中工質的焓增不盡相同，這種現象稱為熱偏差[15].

圖9　沿著蒸汽流動方向各管圈中管壁的局部溫度分布

圖10和圖11給出了不同燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器中各管圈內的蒸汽焓增.由圖10和圖11可知，與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器各管圈內的蒸汽焓增明顯偏小，即管圈間的熱偏差小，這與圖7和圖8的分析結果吻合.該熱偏差的產生主要是由常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下煙氣出口溫度較低，換熱器中的煙氣溫度降低幅度較大造成的.

圖10　不同燃燒氣氛下高溫再熱器各管圈內的蒸汽焓增

Fig.10Steam enthalpy rise in high-temperature reheater tubes under different combustion atmospheres

根據傳熱學理論，考慮到管子內外污垢的影響，傳熱系數可表示為

(5)

圖11　不同燃燒氣氛下高溫過熱器各管圈內的蒸汽焓增

Fig.11Steam enthalpy rise in high-temperature superheater tubes under different combustion atmospheres

又有

(6)

(7)

則傳熱系數k對煙氣流速u的偏導數為

(8)

式(5)～式(8)中：k為以管外側面為基準的傳熱系數；λin和λout分別為管內、外壁污垢導熱系數；λb為管壁的導熱系數；hi和ho分別為管子內、外側的復合表面傳熱系數；d1和d4分別為管子內、外徑；d2和d3分別為管子內、外壁污垢與管子中心的2倍距離；l為特征長度，即管子外徑；λ為煙氣的導熱系數；C、n為常數；Re為煙氣雷諾數；Pr為普朗特數；u為煙氣流速；ν為運動黏度.

因此，傳熱系數k與煙氣流速u為正相關，隨著煙氣流速的增大，換熱器的換熱能力增強.為了研究換熱器結構不變時增壓富氧燃燒氣氛下煙氣流速對換熱器換熱效果的影響，高溫再熱器處的煙氣流速取0.709 1 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s和9.6 m/s 6個工況點，高溫過熱器處的煙氣流速取0.781 6 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s、9 m/s和10.6 m/s 7個工況點，分別進行不同煙氣流速下的數值模擬計算.

圖12和圖13分別給出了增壓富氧燃燒氣氛、不同煙氣流速下高溫再熱器和高溫過熱器的輻射傳熱系數、對流傳熱系數和整體傳熱系數的變化情況.由圖12和圖13可以看出，隨著煙氣流速的增大，輻射傳熱系數略有減小，但變化不大.對流傳熱系數隨著煙氣流速的增大明顯遞增，但煙氣流速較大時，對流傳熱系數的增速略有減緩，這是因為在換熱器結構不變的前提下，隨著煙氣流速的增大，煙氣的雷諾數逐漸增大，煙氣流速較大時雷諾數增速趨于平緩，如圖14所示，普朗特數不變，導致努塞爾數與雷諾數變化一致，在換熱器結構不變的前提下特征長度不變，因此對流傳熱系數的增速減緩.

圖12　不同煙氣流速下高溫再熱器傳熱系數的變化

Fig.12Heat-transfer coefficient changes of the high-temperature reheater at different flue gas velocities

圖13　不同煙氣流速下高溫過熱器傳熱系數的變化

Fig.13Heat-transfer coefficient changes of the high-temperature superheater at different flue gas velocities

圖14　不同煙氣流速下煙氣雷諾數的變化

Fig.14Changes of Reynolds numbers at different flue gas velocities

根據傳熱學方程，實現相同的換熱量，換熱器所需換熱面積為

(9)

定義面積比為

(10)

式(9)和式(10)中：aA為實現相同的換熱量，增壓富氧燃燒氣氛下換熱器所需換熱面積與常規空氣燃燒氣氛下換熱器換熱面積的比例；A′、A分別為增壓富氧和常規空氣燃燒氣氛下換熱器所需的換熱面積，m2；K′、K分別為增壓富氧和常規空氣燃燒氣氛下換熱器的傳熱系數，W/(m2·K)；Δt′和Δt分別為增壓富氧和常規空氣燃燒氣氛下換熱器的對數平均溫差，K.

計算增壓富氧燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器所需換熱面積時，采用與常規空氣燃燒氣氛下相同的換熱量，傳熱系數和對數平均溫差采用換熱器結構不變時相應煙氣流速下的值.圖15給出了增壓富氧燃燒氣氛下，實現相同的換熱效果時高溫再熱器和高溫過熱器所需換熱面積的變化情況.由于計算時傳熱系數和對數平均溫差是換熱器結構不變時的取值，因此換熱面積的計算結果存在一定的誤差.與換熱器結構不變時相比，結構改變后換熱器中煙氣流動阻力增大，傳熱系數真實值比計算值略小，結構改變后換熱器中蒸汽出口溫度為814 ℃左右，比換熱器結構不變時低，結構改變后對數平均溫差真實值比計算值略大，所以計算所得換熱面積的誤差不大.

由圖15可知，增壓富氧燃燒氣氛下各工況所需的換熱面積明顯比常規空氣燃燒氣氛下小，且高溫再熱器和高溫過熱器所需換熱面積的變化趨勢基本一致，隨著煙氣流速的增大，為保證換熱量不變，換熱器所需換熱面積逐漸減小，在煙氣流速增大過程中所需換熱面積開始變化較快，隨后逐漸變緩.

圖15增壓富氧燃燒氣氛下實現相同換熱量時aA與煙氣流速的關系

Fig.15aAvs. flue gas velocity for same amount of heat exchange under pressurized oxy-fuel combustion atmospheres

圖16 給出了實現相同換熱量時，常規空氣和增壓富氧燃燒氣氛下高溫再熱器和高溫過熱器處的煙氣出口溫度變化情況.由圖16可以看出，隨著煙氣流速的增大，與常規空氣燃燒氣氛相比，增壓富氧燃燒氣氛下的煙氣出口溫度明顯降低，這是由于增壓富氧燃燒氣氛下生成的煙氣量比常規空氣燃燒氣氛下少很多，為實現相同的換熱量，煙氣焓降必然很大，從而導致煙氣出口溫度下降幅度較大.由圖16還可以看出，高溫過熱器處的煙氣溫度比高溫再熱器處低很多，如此類推，尾部煙道換熱器處的煙氣溫度必然很低，特別是省煤器處，可能會因為煙氣溫度低而吸熱不足，導致鍋爐不能正常運行，因此需要將部分省煤器移入爐膛上部，增強換熱效果.

圖16實現相同換熱量時常規空氣和增壓富氧燃燒氣氛下煙氣出口溫度的變化

Fig.16Changes of outlet flue gas temperature for same amount of heat exchange under air and pressurized oxy-fuel atmospheres

4結論

(1)在增壓富氧燃燒氣氛下，隨著煙氣壓力的升高，煙氣密度變大，體積流量減小，在煙道截面積不變的情況下，煙氣流速大幅減小.

(2)燃燒氣氛由常規空氣變為常壓富氧再到增壓富氧的過程中，高溫再熱器和高溫過熱器的傳熱系數均有增大的趨勢，與高溫再熱器相比，高溫過熱器煙氣側的輻射傳熱系數增大幅度小，對流傳熱系數增大幅度大.

(3)同一換熱器在不同燃燒氣氛下的對數平均溫差變化不大，但煙氣溫度較高處的高溫再熱器的對數平均溫差比高溫過熱器大.

(4)沿著煙氣流動方向，管壁溫度依次降低，與常規空氣燃燒氣氛相比，常壓富氧和增壓富氧燃燒氣氛下各管壁的溫度明顯偏高，且越靠后的管圈中管壁溫度偏高越明顯，可能存在局部管壁超溫.

(5)增壓富氧燃燒氣氛下各工況所需換熱面積明顯比常規空氣燃燒氣氛下小，且換熱器結構改變后高溫再熱器和高溫過熱器所需換熱面積的變化趨勢基本一致，隨著煙氣流速的增大，為保證換熱量不變，換熱器所需換熱面積逐漸減小，在煙氣流速增大過程中所需換熱面積開始變化較快，隨后逐漸變緩.

(6)增壓富氧燃燒氣氛下的煙氣出口溫度明顯比常規空氣燃燒氣氛下低，為滿足尾部省煤器換熱需求，保證鍋爐安全穩定運行，需要將部分省煤器移入爐膛上部.

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Study on Heat-transfer Behavior of High-temperature Convective Heating Surfaces in a Pressurized Oxy-fuel Boiler

GAOZhengyang1,ZHAOHang1,YANGPengfei1,MENGXinxin1,YINLibao2,LIAOYongjin2

(1. School of Energy, Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University,Baoding 071003, Hebei Province, China; 2. Electric Power Research Institute, Guangdong Power Grid Corporation, Guangzhou 510080, China)

Abstract：Taking a 300 MW coal-fired boiler as the object of study, physical properties of the boiler flue gas were studied using Aspen Plus software respectively under air, oxy-fuel and pressurized oxy-fuel combustion conditions, while the gas velocity, logarithmic mean temperature difference, heat-transfer coefficient, temperature distribution among tube coils and steam enthalpy rise in tube coils were numerically simulated for areas around the high-temperature reheater and superheater using Fluent software combined with discrete-ordinates radiation model (DOM). Results show that the heat-transfer coefficient of above heat exchangers increases in the process of changing combustion atmospheres step by step from conventional air to oxy-fuel and to pressurized oxy-fuel conditions. Compared with the air atmosphere, smaller thermal difference exists in tube coils under oxy-fuel and pressurized oxy-fuel combustion conditions, when local overheating may occur at tube bends of the heat exchanger. With the rise of gas flow rate, the heating area required for the same amount of heat exchange reduces, and the trends of heating surface variation reduces as well, under the pressurized oxy-fuel combustion conditions, in which case, some of the heat exchangers have to be moved up to the furnace top to achieve safety and stable operation of the boiler.

Key words：pressurized oxy-fuel boiler; heating surface; flue gas velocity; thermal deviation; heat-transfer area

收稿日期：2015-06-23

修訂日期：2015-08-25

作者簡介：高正陽(1972-)，男，河北保定人，副教授，博士，主要從事煤粉清潔燃燒技術和燃燒過程數值模擬方面的研究.

文章編號：1674-7607(2016)06-0428-08中圖分類號：TK229.6

文獻標志碼：A學科分類號：470.10

趙航(通信作者)，男，碩士研究生，電話(Tel.)：15626480249；E-mail：zhsunshine@126.com.