漏風分配對回轉式空氣預熱器熱力性能的影響

白德龍， 張勁松， 解冠宇， 邢景偉

(京能集團內蒙古岱海發電有限責任公司， 內蒙古烏蘭察布 013700)

目前，大型火電機組大多數采用三分倉回轉式空氣預熱器，它具有體積小、結構緊湊等優點[1]，通過對高壓一次風和低壓二次風進行獨立調控，可提高鍋爐運行經濟性.

針對回轉式空氣預熱器的熱力計算，研究者廣泛采用《鍋爐機組熱力計算標準方法》[2]中的計算方法，但該計算方法針對的是二分倉回轉式空氣預熱器.與二分倉相比，三分倉回轉式空氣預熱器不僅在結構上將空氣倉分為了一、二次風倉,還采用冷、熱端蓄熱元件分段設計，既保證了空氣預熱器高效的換熱性能，同時也減輕了低溫腐蝕以及堵灰的影響，只是此設計結構卻對回轉式空氣預熱器的機理建模帶來很大困難.

在空氣預熱器熱力計算方面，劉福國等[3]采用考慮軸向導熱的二維偏微分方程描述三分倉回轉式空氣預熱器的熱量傳遞，該方程與泄漏模型的多維非線性方程構成泄漏和傳熱耦合模型，將理論計算值與實際測量數據進行對比，模型計算精度較高.鄭凱等[4]通過建立三分倉微元體模型，提出將一、二次風按照兩分倉方法進行計算的改進算法，得到空氣出口溫度的微分解析式.王晶晶等[5]在熱風總量不變的情況下，計算并比較了不同軸向漏風分布時的熱風溫度及排煙溫度，但未考慮空氣預熱器的主要漏風(即徑向漏風)不同分布的影響.王艷紅等[6]基于能量平衡原理推導出不同部位漏風率變化對排煙溫度影響的計算表達式，得到2個不同工況下空氣預熱器熱端、冷端漏風率變化對排煙溫度的影響，但未考慮漏風對換熱過程的影響.

通過對回轉式空氣預熱器進行理論分析，建立了三分倉回轉式空氣預熱器的傳熱模型，根據結構參數和設計參數對模型進行驗證分析.在漏風變化時計算并分析不同的漏風分配(采用熱端漏風占比系數代表漏風分配)對空氣預熱器排煙溫度及熱風溫度的影響.

1 回轉式空氣預熱器特性分析

1.1 機理分析

回轉式空氣預熱器為蓄熱式換熱器，其換熱過程是一種非穩態的逆流換熱過程.工質通過空氣預熱器轉子波形板的間隙時與金屬元件表面進行對流換熱，金屬元件以蓄熱方式將煙氣釋放的熱量傳遞給空氣，煙氣、空氣及金屬元件的溫度均為時間的函數,且呈周期性變化.當轉子蓄熱元件處于煙氣區時，蓄熱元件吸收高溫煙氣的熱量，隨著轉子轉動，蓄熱元件的壁溫越來越高，且在離開煙氣區時，壁溫達到最高值；當轉子進入一次風區時，具有較高溫度的蓄熱元件與冷空氣接觸并釋放出熱量，壁溫隨著轉子的轉動越來越低，轉子轉入二次風區，蓄熱元件繼續釋放熱量，且在離開二次風區時，金屬元件壁溫達到最低值.三分倉回轉式空氣預熱器示意圖如圖1所示.

1.2 模型的假設條件

回轉式空氣預熱器工作過程為金屬元件的機械轉動及金屬元件與工質之間的非穩態逆流換熱.若直接按實際物理過程進行機理建模及求解十分困難，因此采用控制容積法，將蓄熱元件分為若干微元體，微元體簡化圖如圖2所示，并進行以下假設：(1) 認為空氣預熱器煙氣及一、二次風的進口參數在橫截面上均勻分布;(2) 流體與蓄熱元件之間主要為對流換熱，忽略流體自身的導熱過程;(3) 忽略蓄熱元件的徑向導熱及軸向導熱，且認為沿厚度方向不存在溫度梯度;(4) 認為空氣預熱器漏風均勻分布在轉子進出口，且不隨時間變化;(5) 忽略壓力對轉子內換熱的影響，認為壓力在蓄熱元件中均勻分布.

圖1 三分倉回轉式空氣預熱器示意圖

圖2 回轉式空氣預熱器微元體

1.3 回轉式空氣預熱器的數學模型

流體工質微分方程為：

(1)

受熱面能量微分方程為：

(2)

式中：ρf、cf、wf和tf分別為流體密度、比熱容、流速和溫度，kg/m3、kJ/(kg·K)、m/s、℃；ce、me和te分別為單位角度θ、單位高度z的蓄熱元件的比熱容、質量和壁溫，kJ/(kg·K)、kg、℃；a為單位角度θ的流體流通面積，m2；k為流體與元件之間的傳熱系數，kW/(m2·K)；A為單位角度θ、單位高度z的蓄熱元件的換熱面積，m2；n為轉子轉速，r/min.

采用數值求解方法，對式(1)和式(2)分別作向前一階差分代替偏導數，從而可得到回轉式空氣預熱器離散化差分方程組(分為煙氣周期、一次風周期和二次風周期)：

煙氣周期：

ty(ε，η+Δz)=ty(ε，η)-[ty(ε，η)-

(3)

te(ε+Δθ，η)=te(ε，η)+[ty(ε，η)-

(4)

一次風(二次風)周期：

tk(ε，η-Δz)=tk(ε，η)+[te(ε，η)-

(5)

te(ε+Δθ，η)=te(ε，η)-[te(ε，η)-

(6)

式中：ty、tk分別為煙氣和空氣的溫度，℃；ε，η分別為蓄熱元件微元體在劃分空間沿圓周方向、沿高度方向的位置.

2 數學模型的迭代計算

根據回轉式空氣預熱器的已知參數(煙氣和一、二次風的進口參數及本體結構參數)，通過式(3)～式(6)以及其他相關輔助方程求得空氣預熱器工質側出口參數及蓄熱面的壁溫分布.為了保證計算精度，沿空氣預熱器高度方向分冷、熱端進行計算.空氣預熱器數學模型的具體計算流程如圖3所示.

圖3 空氣預熱器迭代計算流程

3 實際對象參數驗證及特性分析

3.1 空氣預熱器數學模型參數

以某廠600 MW亞臨界機組回轉式空氣預熱器為研究對象，其主要結構參數及運行參數見表1.

表1 空氣預熱器主要參數

3.2 THA工況下空氣預熱器溫度分布

3.2.1 空氣預熱器進出口工質溫度分布

圖4給出了空氣預熱器進出口工質溫度分布.由圖4可知，空氣預熱器煙氣及一、二次風的進口溫度均沿轉子旋轉方向均勻分布，而出口溫度基本沿轉子旋轉方向線性變化，這是由于空氣預熱器的蓄熱元件在煙氣倉內受煙氣加熱的影響，其壁溫隨著轉子旋轉不斷升高，煙氣與蓄熱元件之間的溫差減小，換熱量減少，因此煙氣出口溫度沿轉子旋轉方向基本呈線性升高；蓄熱元件在一、二次風倉內受空氣冷卻的影響,溫度不斷下降，一次風與蓄熱元件之間的換熱量減少，因此煙氣出口溫度沿轉子旋轉方向基本呈線性降低特性.

圖4 空氣預熱器進出口工質溫度分布

Fig.4 Temperature distribution in the working medium at entrance and exit of the air heater

在實際運行中，由于積灰和腐蝕等因素造成空氣預熱器換熱能力達不到設計狀態.選取該機組在570～600 MW范圍的某時間段運行數據(見表2)，將空氣預熱器進口運行參數作為空氣預熱器模型的輸入，求得空氣預熱器煙氣出口溫度及一、二次風出口溫度的模型值，并與測量值進行比較，結果如圖5和圖6所示.

3.2.2 空氣預熱器蓄熱元件壁溫沿圓周旋轉方向的分布

圖7給出了空氣預熱器蓄熱元件壁溫沿圓周旋轉方向的分布.由圖7可知，蓄熱元件壁溫沿轉子圓周旋轉方向呈周期性變化，當轉子剛轉進煙氣區時，經過一、二次風充分冷卻的蓄熱元件壁溫達到最低，與熱煙氣之間的溫差達到最大，隨著轉子在煙氣區旋轉，蓄熱元件的溫度逐漸提高.當轉子從煙氣區進入一次風區時，蓄熱元件壁溫達到最高值，與冷空氣充分換熱，隨后轉子旋轉，蓄熱元件壁溫逐漸降低，從而加熱空氣的能力下降.

圖5 實際運行工況下空氣預熱器煙氣出口溫度

Fig.5 Exhaust gas temperature of the air heater under actual operation conditions

圖6 實際運行工況下空氣預熱器一、二次風出口溫度

Fig.6 Outlet primary/secondary air temperature of the air heater under actual operation conditions

表2 空氣預熱器進口運行數據

圖7 空氣預熱器蓄熱元件壁溫沿圓周方向的分布

Fig.7 Temperature distribution in the heat-retaining element along circumferential direction of the air heater

3.2.3 空氣預熱器蓄熱元件壁溫沿轉子高度方向的分布

圖8給出了不同角度煙氣倉內微元體蓄熱元件壁溫沿轉子高度方向的分布.由分析可知，當蓄熱元件處于煙氣區時，隨著高溫煙氣不斷加熱蓄熱元件，沿著其流向煙氣溫度逐漸降低，與蓄熱元件之間的換熱量逐漸減少，同一角度的蓄熱元件壁溫沿著煙氣流動方向呈由高到低的分布規律.

圖8 空氣預熱器蓄熱元件壁溫沿轉子高度方向的分布

Fig.8 Temperature distribution in the heat-retaining element along height direction of the air heater

熱端與冷端的交接面處，不同角度的蓄熱元件壁溫呈現不同程度的驟變，這種驟變體現出冷、熱端不同的蓄熱元件材質及板型對對流換熱的影響.熱端D型蓄熱元件具有較強的換熱能力，而冷端“大通道、直波紋”L型蓄熱元件為了減少堵塞、提高耐腐蝕性而減弱了換熱性能，與工質之間的換熱量也減少.當蓄熱元件處于一、二次風區時，冷端換熱能力由于較熱端低，因此蓄熱元件壁溫會呈現比熱端高的現象，當蓄熱元件轉至煙氣區后，在高溫煙氣的加熱下這種現象逐漸被扭轉.

3.3 不同一、二次風進口溫度工況下空氣預熱器溫度分布

當空氣預熱器一、二次風進口溫度發生變化時，煙氣出口溫度(未修正)、蓄熱元件壁溫及一、二次風出口溫度均產生了不同程度的變化，其結果見表3和圖9.

首先激勵通常是由上至下實施的。如果基層管理者普遍能力、素質較弱，那么在激勵的實施過程中就會存在著以偏概全。在酒店里，基層管理者多為主管或者領班，其本身能力素質修養偏低，會存在著瞎指揮，對員工呼來喝去的情況，許多知識型員工自身素質高，能力強，卻要在能力不如自己的人手下做事，長期積累下來，就會引起酒店知識型員工的不滿，甚至是較大范圍的抵觸。其次，基層管理者缺乏系統培訓和理論知識有限，所采用的激勵手段不高。因此被激勵的對象就會感覺激勵無效或者起到反效果。

表3不同一、二次風進口溫度條件下空氣預熱器主要參數

Tab.3Keyparametersoftheairheateratdifferentinletprimary/secondaryairtemperatures

參數THA工況工況1工況2進口煙氣質量流量/(kg·s-1)325.1025325.1025325.1025進口一次風質量流量/(kg·s-1)62.20562.20562.205進口二次風質量流量/(kg·s-1)220.065220.065220.065煙氣進口溫度/℃357357357一次風進口溫度/℃181838二次風進口溫度/℃231333煙氣出口溫度(未修正)/℃129.5122.3135.8一次風出口溫度/℃331.0329.2331.1二次風出口溫度/℃312.0310.7313.8漏風率/%4.824.824.82

對THA工況和工況1的數據進行比較可知，當一、二次風進口溫度降低時，煙氣出口溫度也出現了一定程度的下降，這是由于一、二次風進口溫度的降低會導致與位于一、二次風區的冷端蓄熱元件之間的溫差變大，使得蓄熱元件進一步冷卻，進而進入煙氣區的蓄熱元件壁溫降低，最終導致煙氣出口溫度(未修正)下降.而對于處于熱端的蓄熱元件，由于煙氣進口溫度不變，一、二次風進口溫度的影響會隨著空氣流動方向逐漸被削弱，最終一、二次風出口溫度及對應的蓄熱元件壁溫變化不大.

圖9 不同一、二次風進口溫度條件下空氣預熱器蓄熱元件壁溫分布

Fig.9 Temperature distribution in the heat-retaining element at different inlet primary/secondary air temperatures

對于工況2，與THA工況的數據進行比較，空氣預熱器煙氣出口溫度(未修正)及蓄熱元件壁溫變化與工況1恰好相反，一、二次風出口溫度也變化不大.

3.4 不同漏風分配下空氣預熱器溫度分布

當一次風向煙氣側泄漏量增加導致漏風率增大時，空氣預熱器冷熱端不同比例漏風分配對空氣預熱器排煙溫度(漏風修正后)及一、二次風出口溫度具有不同影響.

由表4可知，當漏風率增大時，冷端煙氣出口溫度(未修正)及一、二次風出口溫度均不同程度地升高，這是由于一次風質量流量減少，而煙氣質量流量增大，與蓄熱元件之間的換熱量變化程度小于質量流量的變化，從而導致煙氣溫降較小，而一、二次風的溫升增大.

圖10給出了在THA工況和工況3下空氣預熱器蓄熱元件隨轉子圓周旋轉方向的壁溫分布.由圖10可知，當漏風率增大時，蓄熱元件的壁溫均有一定程度的升高.對于煙氣區，蓄熱元件與高溫煙氣之間的溫差減小，對流換熱量減少，因而導致空氣預熱器煙氣出口溫度(未修正)升高，鍋爐效率下降，不利于機組經濟性運行；對于一、二次風區，蓄熱元件壁溫的提高會增大與空氣之間的溫差，從而在一定程度上提高空氣預熱器一、二次風出口溫度，但風溫的升高是由于一次風漏風質量流量增大、出口一次風質量流量減小導致的，實際運行中，為了保證磨煤機所需的一次風質量流量，會增大一次風機的出力，進而導致廠用電量增大，機組效率下降.

圖10 不同漏風率下空氣預熱器蓄熱元件壁溫分布

Fig.10 Temperature distribution in the heat-retaining element at different air leakage rates

當漏風率增大時，對于不同的漏風分配(采用熱端漏風占比表示漏風分配)，排煙溫度及一、二次風出口溫度產生了不同程度的變化，結果如圖11和圖12所示.

圖11 不同熱端漏風占比下空氣預熱器排煙溫度

Fig.11 Exhaust gas temperature of the air heater at different proportions of air leakage at hot end

圖12 不同熱端漏風占比下空氣預熱器一、二次風出口溫度

Fig.12 Outlet primary/secondary air temperature of the air heater at different proportions of air leakage at hot end

由圖11可知，當熱端漏風占比較小(即冷端漏風占主導)時，冷一次風直接與剛經過換熱的出口煙氣混合，造成漏風修正后的排煙溫度下降，但由于進行換熱的一次風質量流量減少，造成空氣預熱器換熱能力下降，導致煙氣出口溫度(未修正)升高；當熱端漏風占比較大(即熱端漏風占主導)時，經過加熱的一次風泄漏到煙氣側，造成煙氣質量流量增大，從而導致煙氣溫降減小，最終造成排煙溫度升高.綜合冷熱端漏風對排煙溫度的影響可知，熱端漏風對排煙溫度的影響大于冷端漏風對排煙溫度的影響，且這種影響會隨著熱端漏風占比的增大而增大.

由圖12可知，隨著熱端漏風占比的增大，空氣預熱器一、二次風出口溫度在一定程度上呈下降趨勢.這是由于冷端漏風會使部分一次風未經換熱直接泄漏到煙氣側，造成換熱的一次風質量流量下降，而熱端漏風是經過換熱后的一次風泄漏到煙氣側的，不影響進行換熱的一次風質量流量.另外，熱端漏風占比增大，會導致煙氣進口溫度在一定程度上呈下降趨勢.綜合以上因素，空氣預熱器一、二次風出口溫度會隨著熱端漏風占比的增大在一定程度上呈下降趨勢.

表4 不同熱端漏風占比下空氣預熱器主要參數

在實際熱態運行中，空氣預熱器呈“蘑菇狀”熱變形，空氣預熱器熱端的徑向間隙增大，熱端漏風占比遠高于冷端漏風占比.因此，漏風率增大對排煙溫度的綜合影響導致排煙溫度呈升高趨勢.

4 結 論

(1) 空氣預熱器一、二次風進口溫度的改變會影響煙氣出口溫度和蓄熱元件溫度的變化，可作為一種調節手段用于調控空氣預熱器的性能.

(2) 漏風率增大會導致排煙損失增大，并會造成風機出力增大，進而導致廠用電增大，不利于經濟性運行.

(3) 當漏風率增大時，不同的漏風分配系數對空氣預熱器排煙溫度和一、二次風出口溫度具有不同影響.隨著熱端漏風占比增大，空氣預熱器排煙溫度呈上升趨勢，一、二次風出口溫度呈下降趨勢.

[1] 劉福國, 郝衛東, 姜波. 三分倉回轉再生式空氣預熱器漏風設計計算模型[J].機械工程學報, 2012, 48(4): 146-154.

LIU Fuguo, HAO Weidong, JIANG Bo. Modeling for leakages calculation in design of rotary regenerative preheater[J].JournalofMechanicalEngineering, 2012, 48(4): 146-154.

[2] 北京鍋爐廠設計科. 鍋爐機組熱力計算標準方法[M]. 北京: 機械工業出版社, 1976.

[3] 劉福國, 史昱. 三分倉回轉式空氣預熱器泄漏和傳熱耦合計算[J].機械工程學報, 2012, 48(14): 148-155.

LIU Fuguo, SHI Yu. Coupled gas leakage and heat transfer modeling in tri-section rotary regenerator and its application[J].JournalofMechanicalEngineering, 2012, 48(14): 148-155.

[4] 鄭凱, 周克毅, 黃軍林. 一種改進的三分倉空氣預熱器熱力計算方法[J].動力工程學報, 2012, 32(1): 31-35.

ZHENG Kai, ZHOU Keyi, HUANG Junlin. An improved thermal calculation method for tri-sectional rotary air preheaters[J].JournalofChineseSocietyofPowerEngineering, 2012, 32(1): 31-35.

[5] 王晶晶, 趙振寧, 姚萬業, 等. 回轉式空預器漏風分布對熱風及排煙溫度影響的研究[J].華北電力技術, 2012(8): 43-46.

WANG Jingjing, ZHAO Zhenning, YAO Wanye, et al. Investigation of air leakage distributions influence on hot air and exhaust flue gas temperature for rotary air heater[J].NorthChinaElectricPower, 2012(8): 43-46.

[6] 王艷紅, 李勇, 劉洪憲, 等. 基于空氣預熱器漏風率偏差的排煙溫度影響研究[J].鍋爐技術, 2015, 46(5): 5-9.

WANG Yanhong, LI Yong, LIU Hongxian, et al. Influence study exhaust temperature based on the air leakage rate of deviation of air preheater[J].BoilerTechnology, 2015, 46(5): 5-9.