某2 030 t/h W火焰鍋爐低負荷下再熱汽溫偏低原因分析及對策

楊 輝，梁仕铓，楊 玉，蘇 林，張海龍，聶劍平

（1.西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710054；2.華能重慶珞璜發電有限責任公司，重慶 402283）

一次中間再熱鍋爐再熱汽溫主要通過燃燒器擺角和尾部煙氣擋板進行調節[1]，并配置有再熱器噴水減溫器，以適應機組負荷、燃煤煤質、配風方式、受熱面積灰等因素對再熱汽溫的影響，保證再熱汽溫在不同負荷下能夠達到設計值。一些鍋爐再熱器受熱面積布置不足，或者過熱器與再熱器受熱面積的分配比例不當，額定負荷下再熱汽溫能夠達到設計值，在中低負荷下即使充分發揮燃燒器擺角或尾部煙氣擋板對再熱汽溫的調節作用，仍無法使再熱汽溫達到設計值[2-5]；一些鍋爐再熱器分為壁式再熱器和高溫再熱器2級布置，低氮燃燒器改造后由于爐膛出口煙溫下降，壁式再熱器輻射換熱能力下降，導致再熱汽溫低于設計值[6-8]。

當前燃煤機組年利用小時數逐年下降[9]，鍋爐通常采取深度調峰方式運行，在此背景下，中低負荷下鍋爐再熱汽溫較設計值偏低的問題更為突出。目前，行業內對四角切圓燃燒、對沖燃燒鍋爐再熱汽溫問題的研究較為廣泛，而對W火焰鍋爐再熱汽溫的問題較少涉及。本文通過對某2 030 t/h W火焰鍋爐進行熱力計算，并借助Ansys Fluent進行爐內的燃燒過程數值模擬，提出了解決某W火焰鍋爐再熱汽溫偏低的方案，供同類型機組參考。

1 設備概況及存在問題

1.1 設備概況

某電廠600 MW機組鍋爐為采用美國福斯特-惠勒能源公司技術制造的亞臨界壓力、中間一次再熱、雙拱形、W火焰燃燒、尾部雙煙道結構、固態排渣、自然循環汽包鍋爐。鍋爐燃燒設備采用36只雙旋風筒煤粉燃燒器，前后爐拱上分別錯列布置18只。每只燃燒器均有獨立的配風單元，每個單元分成A、B、C、D、E、F共6個風室，每個風室入口均設有風門擋板。燃盡風位于上爐膛31.5 m標高處，水平布置。

過熱器系統采用該公司典型布置，傳熱方式為輻射-對流型。從汽包中分離出來的飽和蒸汽依次經頂棚過熱器、熱回收區、低溫過熱器、中溫過熱器和高溫過熱器。低溫過熱器位于后豎井后煙道，中溫過熱器位于爐膛上部，高溫過熱器懸吊在爐膛折焰角上方及水平煙道區域內。過熱器系統的2級噴水減溫器分別位于低溫過熱器與大屏過熱器、大屏過熱器與高溫過熱器連接管之間。

再熱器系統按蒸汽流程分為低溫再熱器和高溫再熱器，低溫再熱器水平布置于后豎井前煙道內，高溫再熱器懸吊在水平煙道內及后豎井區域。再熱蒸汽溫度的調節通過位于后豎井的煙氣調節擋板進行控制，且在再熱器入口的進口管道設置事故噴水減溫器。

鍋爐設計保證額定過熱汽溫的負荷范圍為50%~100%BMCR，保證額定再熱汽溫的負荷范圍為60%~100%BMCR，在上述范圍內運行時，過熱器和再熱器出口汽溫保持在額定值，偏差不超過±5 ℃。鍋爐設計參數見表1。

表1 鍋爐設計參數Tab.1 Design parameters of the boiler

1.2 存在問題

鍋爐設計參數中，在75%THA工況下再熱器側煙氣擋板開度為72.4%、過熱器側煙氣擋板開度為27.6%時，再熱汽溫達到設計值；在50%THA工況相近的尾部煙氣擋板開度下，尾部煙氣擋板對再熱器的吸熱分配已經到達最大狀態，基本沒有調節裕量，再熱汽溫僅能夠達到517.6 ℃。

鍋爐實際運行中，450 MW（75%THA）以上負荷運行時，再熱蒸汽溫度可以達到設計值541.0 ℃。在75%THA以下負荷運行時，再熱蒸汽溫度達不到541.0 ℃，機組負荷越低，再熱汽溫越低。機組在50%THA工況下，再熱器側煙氣擋板開度75%，過熱器側煙氣擋板開度33%，過熱器減溫水量達117 t/h，較設計值23.4 t/h偏高較多；A/B側再熱汽溫分別為512 ℃/529 ℃，算術平均溫度為520 ℃，與期望值541 ℃相差21 ℃，影響汽輪機熱耗率升高52.5 kJ/(kW?h)，發電煤耗增加2.1 g/(kW?h)。

2 鍋爐熱力計算與數值模擬

選取鍋爐常用入爐煤作為熱力計算煤種，空氣預熱器漏風系數根據近期漏風率測試試驗結果選取，鍋爐爐底漏風系數取值0.02%，空氣預熱器進口風溫取實際運行溫度40 ℃，對比鍋爐100%、75%、50%負荷實際運行參數與鍋爐熱力計算結果發現，兩者計算結果相近，熱力計算程序能夠滿足計算要求。

為了掌握低負荷時不同磨煤機組合對爐膛煙氣溫度分布的影響，采用商業軟件Ansys Fluent對爐內的燃燒過程進行數值模擬，鍋爐模型及網格劃分如圖1所示。

圖1 鍋爐模型及網格劃分Fig.1 The boiler model and its mesh generation

湍流流動采用realisablek-模型模擬，用Lagrangian方法模擬固體顆粒的運動。爐膛內的主要傳熱形式為輻射，因此用DO模型計算輻射傳熱。煤粉燃燒過程可分為2部分：1）揮發分從煤粉顆粒中析出，然后以氣態形式燃燒；2）殘留的焦炭顆粒進行非均相氧化過程。其中，揮發分的析出過程采用被廣泛使用的兩步競爭模型計算，該模型假設揮發分的析出速率取決于2個競爭的反應，一個在低溫時占主導地位，一個在高溫時占主導地位。揮發分的均相燃燒假設化學反應速率無限大，只要混合就燃燒。瞬時的組分質量分數用瞬時混合物的組分表示，單個組分的質量分數由平均混合組分和組分變量決定。化學反應和湍流之間的相互作用采用PDF模型考慮。另外，非均相氧化過程的反應過程用Field模型計算，其中反應速率取決于化學動力學速率和外部氧氣擴散到焦炭表面的速率。

3 再熱汽溫偏低原因分析

3.1 磨煤機組合方式

通過CFD模擬了100%與50%負荷下，不同磨煤機組合方式對爐膛煙溫分布的影響，結果如圖2所示。

圖2 50%負荷時不同磨煤機組合下的爐內溫度Fig.2 The temperatures inside the furnace at 50% load with different coal mill combinations

由圖2可以看出，100%負荷下在10、31 m標高處存在2個爐膛煙溫峰值，其中10 m標高位于拱下區域，為煤粉下行射流著火燃燒位置，31 m標高正好為燃盡風燃燒器標高上方，表明未燃盡煤粉遇燃盡風射流風發生再次燃燒放熱。50%負荷下爐內溫度顯著降低，上爐膛的高溫火焰區基本消失，不同磨煤機組合方式對爐內的溫度影響不明顯，爐膛出口煙氣溫度差別較小。

圖3比較了滿負荷和50%負荷下的爐內溫度分布。從圖3可以看出，滿負荷時上爐膛存在1個高溫區，而在50%負荷下上爐膛則沒有這個高溫區。主要原因是低負荷時，下爐膛的空間足夠大，噴入下爐膛的煤粉能夠與氧氣充分反應燃燒，進入上爐膛的未燃盡揮發分較少，因此沒有產生上爐膛的高溫。

CFD計算表明，由于鍋爐所有主燃燒器布置在拱上同一標高位置，且向下射流，在實際運行中爐內火焰中心高度難以調整，與其他爐型通過投運不同標高燃燒器改變火焰中心高度不同，W火焰鍋爐負荷越低，火焰中心越低，導致低負荷下，爐膛出口煙溫更低，因此無法依靠調節火焰中心高度來提高再熱蒸汽溫度。

圖3 爐內溫度分布Fig.3 The temperature distributions in furnace

3.2 尾部煙氣擋板

作為對流傳熱型式的再熱器，通過開大再熱器側尾部煙氣擋板，減小過熱器側尾部煙氣擋板，使低溫再熱器側煙氣流量越大，吸熱量增多，有利于提高再熱汽溫。

在330 MW負荷下對再熱器擋板不同開度工況進行熱力計算，結果見表2。由表2可見：維持鍋爐運行氧量在5.4%，再熱器煙氣擋板開度從60%提高到75%，再熱汽溫從503.4 ℃提高到526.5 ℃，提高了23.1 ℃；低溫再熱器煙氣流速提高到7.95 m/s，排煙溫度從155.2 ℃上升到161.5 ℃，上升了6.3 ℃；鍋爐效率從90.72%降低到90.20%，下降0.52百分點，實際提高再熱蒸汽溫度效果不明顯。

表2 再熱器擋板調整對再熱汽溫的影響計算結果Tab.2 The influence of flue gas baffle adjustment on reheat steam temperature

3.3 過量空氣系數

增加送入爐內的空氣量，即增大爐膛出口過量空氣系數，能增加爐內煙氣量，提高爐內煙氣流速，增強對流換熱系數，從而提高對流換熱受熱面的吸熱量。

在330 MW負荷下對不同過量空氣系數工況進行熱力計算，結果見表3。由表3可見：維持尾部再熱器側煙氣擋板在60%，鍋爐運行氧量由5.2%增加到7.0%，再熱汽溫從503.4 ℃提高到528.8 ℃，提高了25.4 ℃；低溫再熱器煙氣流速提高到7.14 m/s，排煙溫度從155.2 ℃上升到159.6 ℃，上升了4.4 ℃；鍋爐效率從90.72%降低到89.60%，下降1.12百分點，鍋爐效率下降較大，對機組經濟運行影響較大。

表3 過量空氣系數對再熱汽溫的影響計算結果Tab.3 The influence of excessive air coefficient on reheat steam temperature

3.4 尾部煙氣擋板與過量空氣系數耦合影響

單獨增大再熱器煙氣擋板開度和爐內煙氣過量空氣系數均不能將再熱蒸汽溫度提升到541 ℃。因此，考慮將再熱器煙氣擋板開度從60%提高到75%，同時將爐膛出口過剩氧量從5.2%增加到7.0%。計算結果見表4。

表4 增加再熱器側煙氣流量對再熱汽溫的影響計算結果Tab.4 The influence of increasing flue gas flow at reheater side on reheat steam temperature

由表4可見：再熱汽溫從503.4 ℃提高到544.0 ℃，提高了40.6 ℃；低溫再熱器煙氣流速從6.07 m/s提高到8.57 m/s；排煙溫度從155.2 ℃上升到163.6 ℃，上升了8.4 ℃；鍋爐效率從90.72%降低到89.40%，下降了1.32百分點。鍋爐效率較基準工況下降影響發電煤耗為4.16 g/(kW·h)，雖然再熱汽溫提升至設計值能夠降低汽輪機熱耗52.5 kJ/(kW·h)，但總體機組發電煤耗升高了2.06 g/(kW·h)。

綜上，通過改變磨煤機組合、尾部煙氣擋板開度、過量空氣系數等運行調整方式均不能在維持鍋爐熱效率前提下，提升再熱汽溫達到設計值，而過熱汽溫均能達到設計值，且過熱器減溫水量遠超設計值。

4 提高再熱汽溫方案

4.1 增加低溫再熱器面積

將機組300 MW負荷，主蒸汽流量904 t/h，燃料量123.8 t/h，鍋爐運行氧量為5.3%（過量空氣系數1.34），過熱器/再熱器側煙氣擋板為40%/60%的工況作為300 MW基準工況，在此基礎上進行增加低溫再熱器受熱面積的熱力計算，結果見表5。

表5 增加低溫再熱器面積對運行參數的影響計算結果Tab.5 The influence of increasing heating surface area of the low temperature reheater on operating parameters

由表5可見：低溫再熱器受熱面積增加8 000 m2，再熱汽溫從503.4 ℃提高到540.0 ℃，提高了36.6 ℃；低溫再熱器煙氣流速6.06 m/s，排煙溫度從155.2 ℃下降到150.1 ℃，下降了5.1 ℃；鍋爐效率從90.72%上升到91.00%，上升了0.28百分點。

但是，增加的低溫再熱器面積約需要4.9 m高度空間，在現有的鍋爐結構上，存在低溫再熱器面積增加后的布置空間問題。

4.2 增加高溫再熱器面積

增加低溫受熱面可以有效提升再熱蒸汽溫度，但是尾部煙道布置空間有限，增加受熱面積較多；如果能增加高溫再熱器受熱面積，由于溫差較大，可以減少需要增加的面積，達到同樣的效果。

在鍋爐運行氧量5.3%（過量空氣系數1.34），再熱器煙氣擋板60%的工況下進行增加高溫再熱器受熱面積的熱力計算，結果見表6。由表6可見：高溫再熱器面積從3 026 m2增加到7 826 m2，高溫再熱器受熱面積增加了4 800 m2，增加后的高溫再熱器面積為原來面積的2.58倍，再熱汽溫可以達到540.9 ℃；排煙溫度從155.3 ℃下降到154.1 ℃，下降了1.2 ℃；鍋爐效率從90.72%上升到90.78%，提高了0.06百分點。但是，高溫再熱器處空間較小，布置較困難，在工程上難以實施，故此方案基本不可行。

表6 增加高溫再熱器面積對運行參數的影響計算結果Tab.6 The influence of increasing heating surface area of the high temperature reheater on operating parameters

4.3 減少高溫過熱器面積

從上述各工況計算結果及實際運行參數發現，機組在300 MW負荷下主蒸汽溫度均能達到設計值，且過熱器減溫水量較設計值偏高較多，表明鍋爐過熱器受熱面積布置較多，如能去掉部分高溫段過熱器受熱面積，則能夠提高進入高溫再熱器的煙氣溫度，改善再熱汽溫。表7為減少高溫過熱器面積運行參數的影響計算結果。

表7 減少高溫過熱器面積對運行參數的影響計算結果Tab.7 The influence of reducing heating surface area of the high temperature superheater on operating parameters

由表7可見：去掉高溫過熱器受熱面積2 792 m2，主蒸汽溫度仍能保持在設計值，過熱器減溫水量下降了8.2 t/h；再熱汽溫從503.4 ℃提高到541.4 ℃，提高了38 ℃，達到設計要求；因減少爐內受熱面積，排煙溫度從155.2 ℃上升到158.1 ℃，上升了2.9 ℃；鍋爐效率從90.72%下降到90.56%，鍋爐效率下降0.16百分點。

將機組600 MW負荷，主蒸汽流量1 998 t/h，燃料量247.2 t/h，鍋爐運行氧量為3%（過量空氣系數1.17），過熱器/再熱器側煙氣擋板為47%/53%的工況作為600 MW基準工況，減少高溫過熱器受熱面后，機組在600 MW負荷下的熱力計算結果見表8。

表8 機組在600 MW負荷下運行參數Tab.8 The operating parameters of the unit at 600 MW

由表8可見：在鍋爐爐膛出口煙氣氧量3%（過量空氣系數1.17），當過熱器/再熱器側擋板開度為68%/32%時，再熱汽溫為540.4 ℃，再熱減溫水量能夠控制為0 t/h，過熱器減溫水量達到193 t/h；排煙溫度從159.5 ℃上升到165.0 ℃，上升了5.5 ℃，鍋爐效率從91.67%下降到91.49%，下降了0.18百分點；低溫再熱器煙氣流速6.17 m/s，低溫過熱器煙氣流速12.07 m/s，低溫過熱器側煙氣流速偏高，如長期保持在高負荷下運行，低溫過熱器受熱面磨損速率將加快。

高溫過熱器出口煙溫為990 ℃，比原設計BMCR工況下的941 ℃，升高了49 ℃。高溫再熱器出口管子材料為SA-213TP304H，經過初步校核計算高溫再熱器外圈出口處管壁溫度約617 ℃，下部彎頭處約為594 ℃，出口段在再熱器管子的允許上限溫度（650 ℃）內，割掉2 792 m2高溫過熱器面積后，高溫再熱器管能夠保證安全運行。

4.4 幾種方案比較

通過比較以上幾種方案，認為增加低溫再熱器受熱面和高溫再熱器受熱面雖能夠提高再熱汽溫達到設計值，但煙道布置空間受限，工程上無法實施，且增加再熱器受熱面后，雖然機組50%負荷下再熱汽溫達到設計值要求，但高負荷下存在再熱減溫水量增加的問題。減少高溫過熱器受熱面積，能夠在50%負荷下提升再熱汽溫到設計值，且高負荷下通過尾部煙氣擋板的調節，能夠控制再熱器減溫水量在0 t/h，但此時低溫過熱器煙氣流速高于10 m/s，低溫過熱器側煙氣流速偏高，長期保持在高負荷下運行，低溫過熱器受熱面磨損速率將加快，如果機組考慮采用旁路煙道分流部分煙氣的工藝[10]（如低負荷脫硝旁路煙氣等），則可以有效解決帶來的負面效應。

綜合分析減少高溫過熱器受熱面積2 792 m2，能夠解決再熱汽溫偏低問題，雖然鍋爐效率下降影響發電煤耗升高，但再熱汽溫提升對于發電煤耗的降低影響更大，整體對煤耗的改善明顯。高溫過熱器改造前、后布置分別如圖4和圖5所示。

圖4 高溫過熱器改造前布置Fig.4 The arrangement diagram of high temperature superheater before the reconstruction

圖5 高溫過熱器改造后布置Fig.5 The arrangement diagram of high temperature superheater after the reconstruction

5 結 論

1）W火焰鍋爐所有主燃燒器布置在同一標高位置，且向下射流，鍋爐負荷越低，火焰中心越低，導致低負荷下爐膛出口煙溫更低，無法依靠調節火焰中心高度來提高再熱蒸汽溫度。

2）鍋爐低負荷下再熱汽溫偏低的主要原因是再熱器受熱面積布置相對不足。增加低溫再熱器受熱面和高溫再熱器受熱面雖能夠提高再熱汽溫達到設計值，但煙道布置空間受限，工程上無法實施，且增加再熱器受熱面后，雖然機組50%負荷下再熱汽溫達到設計值要求，但高負荷下存在再熱減溫水量增加的問題。

3）減少高溫過熱器受熱面積2 792 m2，能夠在50%負荷下提升再熱汽溫到設計值，且高負荷下通過尾部煙氣擋板的調節，能夠控制再熱器減溫水量在0 t/h，較好地解決中低負荷下再熱汽溫偏低問題。