增壓鍋爐緊急降負荷能力及其特性分析

李玖江，金家善，倪何，嚴志騰，朱泳

（1. 海軍工程大學 動力工程學院，湖北 武漢，430033）2. 海軍裝備部駐上海地區軍事代表局，上海，310000）

增壓鍋爐緊急降負荷能力及其特性分析

李玖江1，金家善1，倪何1，嚴志騰1，朱泳2

（1. 海軍工程大學 動力工程學院，湖北 武漢，430033）2. 海軍裝備部駐上海地區軍事代表局，上海，310000）

針對增壓鍋爐在緊急降負荷過程中的突然熄火現象，進行增壓鍋爐裝置降負荷特性研究。在一定假設和簡化條件下，將增壓鍋爐裝置劃分為渦輪增壓機組、空氣夾層、爐膛、風道系統、煙氣系統5個模塊，并由此建立增壓鍋爐緊急降負荷過程的數學模型。利用建立的模型對某型船用增壓鍋爐裝置進行仿真研究。研究結果表明：該型鍋爐的最大降負荷能力為49.709%，考慮到必需的安全余量，建議降負荷程度不超過全負荷45%的緊急降負荷。

增壓鍋爐；降負荷能力；仿真建模；鍋爐動態特性

鍋爐是船舶蒸汽動力裝置最重要的組成部件，為動力設備提供一定壓力和溫度的蒸汽，其工作狀態直接關系到整個動力系統運行的安全性、穩定性和經濟性［1］。所謂船用增壓鍋爐，是指利用壓氣機替代鼓風機向鍋爐爐膛輸送助燃空氣的鍋爐，與常規鍋爐裝置相比，增壓鍋爐在熱負荷、體積、質量、經濟性和機動性等方面占有較大優勢，適用于大型水面艦船和偏遠地區的大型工廠電站，目前在海軍艦艇動力裝置和陸地電站中得到了廣泛應用［2-3］。增壓鍋爐裝置由鍋爐本體和渦輪增壓機組兩部分組成，兩者的熱力耦合關系極其復雜。一方面，渦輪增壓機組的壓氣機由煙氣渦輪和輔助汽輪機共同驅動，而進入煙氣渦輪的煙氣量和煙氣參數，以及進入輔助汽輪機的蒸汽參數都取決于鍋爐負荷；另一方面，鍋爐負荷和煙氣參數又受到渦輪增壓機組空氣流量和排出壓力的影響。渦輪增壓機組和鍋爐本體既相互聯系又相互影響，相互匹配構成一個有機整體。由于增壓鍋爐裝置內部部件間存在強烈的耦合關系，所以增壓鍋爐與使用汽輪鼓風機的常規鍋爐相比，其動態特性非常復雜，在某些情況下會出現一些常規鍋爐沒有的特殊現象，比如緊急降負荷過程中的突然熄火等。增壓鍋爐的緊急降負荷特性與常規鍋爐完全不同。當鍋爐負荷（噴油量）突減時，由于爐膛煙氣的熱慣性和渦輪增壓機組轉子的機械慣性，煙氣渦輪的輸出功和壓氣機的轉速不會快速地降低，這使得進入爐膛的空氣流量和壓力不會快速跟隨鍋爐負荷的變化，而是有一個明顯的滯后，其結果是在增壓鍋爐緊急降負荷過程中，爐膛的空氣過余系數會出現驟升從而導致鍋爐突然熄火，影響動力系統的安全運行。目前，國內外針對增壓鍋爐裝置的研究大多是從功率平衡的角度出發，基于穩態或者準靜態模型來分析鍋爐的熱力過程［4-5］以及鍋爐與渦輪增壓機組之間的匹配特性［6］，對于緊急降負荷過程的研究不多。曹占偉［7］分析了增壓鍋爐穩態工況下對燃油施加擾動后，鍋爐汽包壓力、水位及過熱蒸汽溫度等參數的一系列動態響應情況，但未考慮降負荷過程中煙氣壓力及流量的響應情況。姜任秋等［4］研究船用增壓鍋爐在變工況時煙氣流量和參數的變化，但沒有考慮壓氣機特性以及空氣流量變化對爐膛燃燒的影響。朱泳等［8］為定量分析動力系統的機動性，通過對鍋爐蓄熱和蒸汽管路蓄熱2個能量平衡關系的分析，得到了增壓鍋爐在穩態工況下施加負荷突降擾動后爐膛煙氣參數的動態響應特性，但是這個特性是在假定燃燒和給水工況不變的情況下得到的，沒有考慮渦輪增壓機組與鍋爐之間的耦合關系。本文作者以船用增壓鍋爐裝置的煙氣系統為研究對象，建立鍋爐爐膛、空氣夾層、渦輪增壓機組、煙氣流體網絡的仿真模型，采用分段集中參數法計算煙氣系統各處壓力、流量和溫度的變化，并通過對仿真結果的分析，深入研究增壓鍋爐的降負荷能力及其特性，為增壓鍋爐裝置的安全、健康、高效運行提供支持。

1　模型概述

1.1模塊劃分

本文采用面向對象的模塊化思想［9］，按照設備和工質流程對增壓鍋爐裝置進行模塊化分解，將整個鍋爐裝置劃分為渦輪增壓機組、鍋爐爐膛、空氣夾層、風道系統和鍋爐煙氣系統5個模塊，模塊劃分和關聯關系如圖1所示。

爐膛作為整個增壓鍋爐裝置數學建模的出發點，通過對爐膛燃燒過程的仿真，可以計算出爐膛出口煙氣參數，進而得到鍋爐煙氣系統各處煙氣的溫度、壓力分布和流量變化；空氣夾層模塊主要用于計算爐膛的進口壓力，為爐膛壓力計算提供邊界條件；渦輪增壓機組模塊由壓氣機、煙氣渦輪、輔助汽輪機和增壓機組轉子組成，用于計算壓氣機轉速、流量和排出壓力的動態變化；風道系統和鍋爐煙氣系統模塊用于反映系統各處空氣和煙氣的壓力-流量耦合關系，為設備模塊提供計算邊界。

1.2建模準則

增壓鍋爐作為一種具有大慣性、強非線性和分布參數特性的對象，工作過程十分復雜，在建模時進行如下假設：

1） 將爐膛燃燒看作加熱過程，煙氣作為理想氣體處理；

2） 計算鍋爐內部煙氣參數分布和流量變化時，采用分段集中參數法根據煙氣流動方向劃分爐膛、對流蒸發管束、過熱器和經濟器4個出口截面，并假設各截面處煙氣流量和參數分布均勻；

3） 流體網絡建模時，把流體的可壓縮性集中于節點模塊，節點內部參數作為集總參數處理。

4） 不考慮壓氣機的喘振現象。

2　部件模型

2.1渦輪增壓機組

渦輪增壓機組由壓氣機、煙氣渦輪、輔助汽輪機和增壓機組轉子組成，各組件的模型如下。

2.1.1壓氣機

壓氣機由煙氣渦輪和輔助汽輪共同驅動，將空氣壓縮到一定壓力后供給鍋爐。由于常溫下的空氣可以視為理想氣體，所以由理想氣體狀態方程可得壓氣機的功率消耗為

式中：Tair0為進口空氣的熱力學溫度；Gair和cpair分別為空氣質量流量和比定壓熱容；πC為壓氣機壓比；Kair=1.4為空氣絕熱系數；ηC和ηec分別為壓氣機的內效率和機械效率。

壓氣機壓比πC由下式計算：

式中：pC1和pC2分別為壓氣機進口和出口空氣壓力，由風道系統的流體網絡模型計算得到。

壓氣機流量Gair與壓氣機特性有關，是壓氣機轉速nC和壓比πC的函數：

壓氣機的機械效率ηec是轉速nC的單值函數：

式中：Kec為機械效率系數；Nec為壓氣機怠速功率。

壓氣機中空氣的壓縮過程是一個不可逆過程，其中常見的損失有扇形損失、葉片摩擦損失、級間漏氣損失和鼓風損失等［10］，各類損失的損失系數計算如下：

綜合考慮以上損失后，壓氣機內效率ηC為

式中：ρair0為進口空氣密度；DC，LC，bC和hC分別為壓氣機平均直徑、靜葉柵的軸向長度、葉片頂部徑向間隙和葉片平均高度；Kf為壓氣機摩擦損失系數。

2.1.2煙氣渦輪

爐膛煙氣經鍋爐對流蒸發管束、過熱器和經濟器換熱后進入煙氣渦輪膨脹做功，由于高溫煙氣同樣可以作為理想氣體處理，所以煙氣渦輪的輸出功率可表示為

式中：Tgas0為進口煙氣的熱力學溫度；Ggas和 cpgas分別為煙氣質量流量和比定壓熱容；εgt為煙氣膨脹比；Kg=1.35為煙氣絕熱系數；ηgt和ηegt分別為煙氣渦輪的內效率和機械效率。

煙氣膨脹比εgt由下式計算：

式中：pgt1和pgt2分別為渦輪進口和出口煙氣壓力，由鍋爐煙氣系統的流體網絡模型計算得到。

煙氣渦輪的機械效率ηegt同樣是轉速ngt的單值函數：

式中：Kegt為機械效率系數；ngt為煙氣渦輪轉速；Negt為煙氣渦輪怠速功率。

煙氣渦輪采用的是沖動式葉片，其中的不可逆損失主要有沖動損失、煙氣泄漏損失和散熱損失等，各類損失系數的計算公式如下［10］：

綜合考慮以上損失后，煙氣渦輪內效率ηgt為

式中：ngt0為額定工況的煙氣渦輪轉速；bgt和hgt分別為煙氣渦輪葉頂徑向間隙和葉片平均高度；Ki和 Kh分別為煙氣渦輪的沖動損失系數和散熱系數；T0為環境的熱力學溫度。

2.1.3輔助汽輪機

輔助汽輪機使用鍋爐產生的過熱蒸汽，經減速器帶動壓氣機工作，用于渦輪增壓機組的啟動和加速，也用于在鍋爐低工況時補充煙氣渦輪功率的不足。渦輪增壓機組的輔助汽輪機使用雙列調節級，其進汽量計算如下［11］：

式中：Gst0，pst10和Tst10分別為額定工況的進汽流量、進汽壓力和溫度；pst1和Tst1分別為當前的進汽壓力和溫度；pst2為汽輪機背壓；β為流量修正系數；εcr=0.546為過熱蒸汽的臨界壓比；θ為調節閥閥位；a0～k為各階流量擬合因子。

蒸汽在汽輪機葉柵中的膨脹是一個不可逆過程，當忽略蒸汽初始參數影響時，其不可逆損失有扇形損失、葉輪摩擦損失、級間漏汽損失、濕度損失、鼓風損失等［10］，各類損失的損失系數計算如下：

綜合考慮以上損失后，輔助汽輪機內效率為

式中： Dst，Lst，bst和hst分別為汽輪機葉珊平均直徑、軸向長度、葉片頂部徑向間隙和葉片平均高度；ζw，Kf和 Kw分別為汽輪機局部進氣系數、摩擦損失系數和鼓風損失系數；ρst0為進口蒸汽密度；χst1和χst2分別為進口和出口蒸汽干度。

等熵膨脹時，汽輪機輸出功率最大：

輔助汽輪機的實際排汽焓和輸出功率為

式中：Hst2s為理想排汽焓；Sst1為進口蒸汽的熵。

2.1.4增壓機組轉子

作用在增壓機組轉子上的功率由煙氣渦輪輸出功率、輔助汽輪機輸出功率、壓氣機耗功和轉子損失功率組成。在變工況時，煙氣渦輪、輔助汽輪機發出的功率和壓氣機負荷都會發生變化，功率和負載的不平衡將引起轉子轉速nax和角加速度aax的變化，由能量守恒列出轉子動力學方程：根據牛頓第二定律：

式中：Nloss=0.01（Ngt+Nst）+500為轉子損失功率；Jax為增壓機組轉子上一切轉動部分折合到轉軸上的轉動慣量。

由于壓氣機和煙氣渦輪共軸，而汽輪機通過減速器驅動壓氣機，所以有：

式中：agt，ast和ac分別為煙氣渦輪、輔助汽輪機和壓氣機轉子的角加速度；Kgear為減速器減速比。

2.2鍋爐爐膛

增壓鍋爐的爐膛較為緊湊，工作時內部溫度場的三維分布特征不明顯，可以將爐膛煙氣作為集總參數對象處理［12， 18］，建立能量守恒方程：

爐膛內煙氣質量為

式中：pb為爐膛壓力，由煙氣系統流體網絡模型計算得到；Vb為爐膛容積；Rg為理想氣體常數。

爐膛的空氣過余系數α為

2.3空氣夾層

進出空氣夾層的流量主要有爐膛進風量、空氣夾層進風量和空氣泄漏量，由質量守恒方程可得：

式中：KNPair=?ρair/?pair為空氣壓縮系數；pjc為空氣夾層風壓；Gjca1，Gbair和Gjcl分別為空氣夾層進風量、爐膛進風量和空氣泄漏量；Vjc為空氣夾層容積。

空氣夾層進風量Gjca1和爐膛進風量Gbair可由湍流狀態下的一維流動方程計算：

式中：ξc2jc和ξjc2b分別為空氣夾層進風道和鍋爐配風器的阻力系數。

不同情況下空氣夾層泄漏量的計算公式如下：

式中：bleak，hleak和lleak分別為裂縫寬度、深度和長度；kleak和 Aleak分別為破孔的流量系數和面積；μair和 ρjc分別為空氣的運動黏度和密度；p0為環境壓力。

2.4風道系統

風道系統由3個壓力節點（大氣、壓氣機進口和壓氣機出口）和2條流量支路（大氣→壓氣機進口、壓氣機出口→夾層）組成。在3個壓力節點中，大氣壓力固定，而壓氣機的進口和出口壓力則需要根據壓氣機流量 Gair，通過流體網絡［13］迭代計算得到，其迭代方程如下。

式中：ξa2c為壓氣機進風道阻力系數；Vcpn為渦輪增壓機組空氣出口膨脹裝置的容積。

2.5鍋爐煙氣系統

根據任務需要，將鍋爐煙氣系統劃分為6個壓力節點（對流蒸發管束出口、過熱器出口、經濟器出口、煙氣渦輪入口、煙氣渦輪出口和大氣）和5條流量支路（對流蒸發管束、過熱器、經濟器、煙氣凈化裝置和煙囪）。與風道系統一樣，除大氣節點外其他節點的壓力都要根據各支路的流量變化，通過流體網絡［13］迭代計算得到，迭代方程如下：

式中：ξg2a，ξge，ξjj，ξgr和 ξdl分別為煙囪、煙氣凈化裝置、經濟器、過熱器和對流蒸發管束的阻力系數；pdl，pgr，pjj，pgt1和pgt2分別為對流蒸發管束出口、過熱器出口、經濟器出口、煙氣渦輪入口和煙氣渦輪出口的壓力；Gdlg，Ggrg，Gjjg和 Ggeg分別為對流蒸發管束、過熱器、經濟器和煙氣凈化裝置的煙氣流量；KNPgas=?ρgas/?pgas為煙氣壓縮系數；Vdl，Vgr，Vjj和Vge分別為設備內部煙氣流通各部分的容積。

3　仿真算例與結果分析

3.1對象說明

本文以某型船用增壓鍋爐［14］為例，利用建立的模型對其降負荷特性進行研究。該型鍋爐是一種帶過熱器的單煙道自然水循環立式燃油水管增壓鍋爐，由雙層殼體、圓形爐膛、爐筒、流蒸發管束、過熱器、經濟器、燃燒設備、煙氣凈化裝置、渦輪增壓機組空氣出口膨脹裝置、鍋爐煙氣出口膨脹裝置等部件組成。

燃油經燃燒設備進入爐膛燃燒，燃燒所需的空氣由渦輪增壓機組提供。燃燒產生的高溫煙氣依次流經鍋對流蒸發管束、過熱器和經濟器，分別與爐水、飽和蒸汽和給水進行換熱后，經煙氣凈化裝置和煙氣出口膨脹裝置后進入渦輪增壓機組的煙氣渦輪膨脹做功。煙氣渦輪和輔助汽輪機一起驅動壓氣機轉動，將空氣壓縮到一定壓力后經空氣出口膨脹裝置進入空氣夾層，最后通過配風器進入爐膛。

3.2對象模型

將系統熱力過程在Matlab/Simulink仿真平臺中建立和連接起各單元的仿真模塊，其仿真框圖如圖 2所示。

3.3仿真實驗與結果分析

根據給出的模型進行仿真實驗，得到了該型增壓鍋爐的緊急降負荷特性和最大降負荷能力如圖 3所示。

圖3所示為該型增壓鍋爐在t=1 s，將燃油量從全負荷運行時的 2.763 9 kg/s突降到 1.600 0 kg/s后（57.89%負荷），煙氣渦輪入口溫度的變化曲線。如圖3可見：在負荷突降后，煙氣渦輪的入口溫度首先快速下降，然后趨于定值。這是因為在燃油突降后，爐膛燃燒產生的高溫煙氣量急劇減少，但是由于爐膛熱慣性和渦輪增壓機組機械慣性的共同作用，進入爐膛的空氣量不會快速降低，大量相對低溫的助燃空氣繼續涌入爐膛與煙氣摻混，造成爐膛溫度快速降低。在大約10 s后，隨著鍋爐能量的重新平衡，煙氣溫度逐漸趨于穩定。

圖2　系統SIMULINK仿真模型Fig. 2　Basic structure chart of system

圖3 鍋爐突降負荷時煙氣渦輪入口溫度的變化Fig. 3　Changing temperatures of flue gas turbine inlet during the process of reducing load of supercharged boiler emergently

圖4所示為相同情況下煙氣流量的變化曲線。由圖4可見：在負荷突降后，爐膛出口的煙氣流量首先降低，然后依次是過熱器入口、過熱器出口和煙氣渦輪入口，這個現象是由煙氣的流動慣性和沿程阻力造成的。在2～3 s的時候，各處煙氣流量均出現了波動，這是由煙氣參數變化導致的流量重新分配。其中，爐膛出口的波動幅度最大，其次分別是過熱器入口、過熱器出口和煙氣渦輪入口，這是因為越遠離爐膛，煙氣的可壓縮性和鍋爐內部空間的容性作用就越明顯。大約10 s后，隨著煙氣流動的重新穩定，各處煙氣流量穩步回升并重新平衡。

圖4　鍋爐突降負荷時煙氣流量的變化Fig. 4　Gas flow changes during the process of reducing load of supercharged boiler emergently

圖5所示為相同情況下爐膛出口與煙氣渦輪入口的流量差變化曲線。由圖5可見：在負荷突降后，由于爐膛熱慣性和渦輪增壓機組機械慣性的耦合，爐膛出口與煙氣渦輪入口的流量差先增大后減小，并在2～3 s時出現波動，符合該型增壓鍋爐的降負荷特性。

圖5　鍋爐突降負荷時爐膛出口與煙氣渦輪入口的流量差變化Fig. 5　Changes of gas flow difference between furnace outlet and turbine inlet during the process of reducing load of supercharged boiler emergently

圖 6所示為相同情況下空氣夾層的流量變化曲線。由圖6可見：在負荷突降后，空氣流量首先迅速上升。這是因為在降負荷時爐膛煙氣急劇減少，而壓氣機由于機械慣性不能快速降低轉速，導致壓氣機的出口壓力下降過慢，于是在降負荷剛開始的時候，空氣夾層與爐膛之間的壓差會突然增加，從而造成了一個空氣流量的躍升現象。隨著壓氣機轉速的降低，壓氣機出口壓力逐漸下降，空氣夾層與爐膛的壓差逐漸降低，空氣流量也相應減少。在2～3 s的時候，空氣流量出現了一個微小的波動，這個微小波動出現的時間與煙氣流量波動出現的時間（見圖4）相同，同樣也是由煙氣參數變化導致的。此后，鍋爐內部的煙氣流動逐漸穩定，空氣夾層的流量下降速度逐漸變緩，最終在大約10 s后穩定。

圖6 鍋爐突降負荷時空氣夾層的空氣流量變化Fig. 6　Changes of air samdwich in air flow during the process of reducing load of supercharged boiler emergently

圖7所示為相同情況下煙氣壓力的變化曲線。從圖7可見：與流量的變化相仿，在負荷突降后，爐膛壓力首先降低，然后依次是過熱器入口、過熱器出口和煙氣渦輪入口。在2～3 s的時候，由于煙氣流量的重新分配（見圖4），煙氣壓力出現波動，鍋爐出現壓力振動。其中，爐膛壓力的突降幅度最大，而煙氣渦輪入口最小，與實際情況相符合。

圖3～7所示為增壓鍋爐突降到57.89%負荷時的特性。在鍋爐的實際使用中，降負荷通常是逐步進行的，這種大范圍的負荷突降較少出現。

圖7　鍋爐突降負荷時煙氣壓力的變化Fig. 7　Changes of gas pressure during the process of reducing load of supercharged boiler emergently

圖8所示為該型增壓鍋爐在t=1 s，從全負荷突降到80%負荷后（燃油量從2.763 9 kg/s降到2.210 0 kg/s）爐膛壓力的變化曲線。由圖8可見：在緩慢降負荷時，爐膛壓力未出現大幅的波動，與實際情況相符合。

通過對圖4和圖7的分析，可以發現在降負荷過程中，首先發生參數變化的是爐膛，而爐膛壓力變化又是負荷突降最直觀地體現，所以為分析增壓鍋爐的最大降負荷能力，對鍋爐在不同程度降負荷過程中的爐膛壓力變化進行了對比，結果如圖9所示。

由圖9可見：當鍋爐負荷突降到50.255%負荷時（燃油量從2.763 9 kg/s降到1.389 0 kg/s），爐膛壓力突升后不再下降，而是保持一個穩定值。這意味著鍋爐已經熄火，此時在煙氣系統的流體網絡中，鍋爐相當于1條變截面的流量支路，其中只存在流動阻力，沒有煙氣溫度、質量的變化，當然也就沒有壓力的變化。對于降負荷程度稍小一點的情況，比如突降到50.291%負荷時（燃油量從 2.763 9 kg/s降到 1.390 0 kg/s），爐膛壓力突升后還能夠下降，并在劇烈波動后穩定。從圖9可見：鍋爐在這種情況下還能夠燃燒，但已處于熄火邊緣。由此，可以推算出鍋爐在全負荷運行時的最大降負荷能力為49.709%。

圖8　鍋爐緩慢降低負荷時爐膛壓力的變化Fig. 8　Changes of furnace pressure during the process of reducing load of supercharged boiler slowly

圖9　不同程度降負荷時爐膛壓力對比曲線Fig. 9　Comparison curves of furnace pressure in varying degrees of reducing load

考慮到必需的安全余量，建議該型增壓鍋爐在進行降負荷操作時，每次降負荷程度不要超過全負荷的45%。

4　結論

1） 針對增壓鍋爐在緊急降負荷時的突然熄火現象，分析了降負荷過程中鍋爐內部的參數變化及其機理，其主要由爐膛煙氣的熱慣性和渦輪增壓機組轉子的機械慣性等造成。

2） 以某型船用增壓鍋爐裝置為例，分析了增壓鍋爐的緊急降負荷特性，并推算出該型鍋爐在全負荷運行時的最大降負荷能力為49.709%。

3） 仿真結果為增壓鍋爐的安全運行和健康管理提供了借鑒，為增壓鍋爐在緊急降負荷情況下的操作規程制定提供了依據。

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（編輯 羅金花）

Emergency down-load capacity and characteristic of supercharged boiler

LI Jiujiang1， JIN Jiashan1， NI He1， YAN Zhiteng1， ZHU Yong2

（1. College of Power Engineering， Naval University of Engineering， Wuhan 430033， China；
2. Shanghai Military Representative Bureau of Navy Equipment Department， Shanghai 310000， China）

Focused on the phenomenon of suddenly flameout during the process of reducing the load of supercharged boiler emergently， the down-load characteristics of supercharged boiler were studied. Under certain assumptions and simplifications， supercharged boiler was divided into five modules of turbo-charging unit， air samdwich， furnace， duct system， and gas system， and thus the model of supercharged boiler emergency down-load was established. Based on the established model， a certain type of marine supercharged was simulated. The results show that the maximum down-load capacity of this type boiler is 49.709%， in view of safety margin， giving an advice that the maximum down-load quantity must under 45% of full load.

supercharged boiler； down-load capacity； simulation and modeling； boiler dynamic characteristics

TK267

A

1672-7207（2016）04-1391-09

10.11817/j.issn.1672-7207.2016.04.040

2015-04-07；

2015-06-07

中國博士后科學基金資助項目（2013T60921）（Project （2013T60921） supported by the China Postdoctoral Science Foundation）

金家善，教授，博士生導師，從事艦船動力及熱力系統的科學管理研究；E-mail：jiujiang08@126.com