660 MW燃煤鍋爐屏式過熱器壁溫特性數值模擬研究

王 濤，周 托，呂俊復，吳玉新，張天宇，馬有福

(1.上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093；2.清華大學 能源與動力工程系，北京 100084)

煤炭在我國能源結構中一直占有很大的比重，2020年我國能源消費中煤炭的占比仍達到56.8%[1]，煤炭作為我國基礎能源的地位，在一段時間內無法改變。隨著“雙碳”目標的提出，我國能源結構正在逐步低碳化，一方面需要提升傳統煤炭的利用效率[2]，另一方面要增加可再生能源的比例。因此，我國燃煤火電機組也不斷朝著大容量、高參數發展以提升煤炭利用效率；與此同時，燃煤火電機組也被迫全面參與深度調峰，以便更多的消納可再生能源。燃煤火電機組蒸汽參數的不斷提高以及頻繁的深度調峰，使得大型燃煤鍋爐的安全、穩定運行面臨著更大的挑戰，而其中由于熱偏差而導致的管壁超溫問題尤其重要[3-4]。因此，對于大型燃煤鍋爐受熱面熱偏差和壁溫的預測以及控制提出了更高的要求。

燃煤鍋爐受熱面的熱偏差和壁溫分布是受到煙氣側和工質側共同影響的結果，主要包括煙氣溫度分布、煙氣流場、工質在管屏間的分配和工質溫度分布等。國內外學者常采用數值模擬的方法對熱偏差和壁溫進行預測，為了簡化計算過程，鍋爐受熱面常設定為均勻壁溫[5-7]、均勻工質溫度[8]、均勻熱流密度[9]、或將受熱面簡化為多孔介質[10-12]，這些方法都忽略了煙氣側和工質側相互耦合的影響關系。近年來，考慮將煙氣側與工質側的流動傳熱過程進行耦合計算成為主要的研究方法。俞聰等[13-14]利用Fluent和MATLAB對四角切圓鍋爐建立了爐內燃燒和高溫受熱面管內工質流動的耦合模型，詳細闡述了煙氣和蒸汽的流動耦合傳熱過程，能夠較為準確地得到受熱面的溫度分布。金東昊等[15]采用類似的方法利用Fluent和Flownex軟件對600 MW墻式對沖鍋爐的屏式過熱器建立了耦合模型，研究發現低負荷下的屏式過熱器管壁超溫更顯著。目前，控制鍋爐受熱面熱偏差和壁溫的主要方法分為2類：改變爐膛燃燒方式和優化高溫受熱面布置。前者是通過優化燃燒使爐膛出口處煙溫分布趨于均勻，主要方法有改變各次風比例[16-17]、改變燃燒器和燃盡風噴口的布置方式[18-19]等。后者是在現有的爐膛出口煙溫分布下，重新布置高溫受熱面，例如將超溫管屏布置在煙溫較低處[20]、根據煙溫分布調節管屏流量分布[21-22]等。

為更加準確的預測大型燃煤鍋爐的受熱面熱偏差及壁溫分布特性，需同時考慮煙氣側和工質側的耦合關系。因此，筆者以某660 MW前后墻旋流對沖煤粉鍋爐為對象開展數值模擬，并基于Fluent自帶的UDF程序建立了屏式過熱器管內、外的耦合傳熱模型，采用按管內工質流動方向的順序計算方法，實現了煙氣側與工質側的傳熱耦合計算。同時，研究了不同外二次風旋流角度對鍋爐屏式過熱器熱偏差及壁溫分布的影響，研究結果對相同類型的鍋爐燃燒優化具有借鑒意義。

1 鍋爐概況

研究對象為一臺660 MW的DG2150/25.4-Ⅱ6型前后墻旋流對沖鍋爐。爐膛寬度為22.16 m，爐膛深度為15.46 m，爐膛高度為62.00 m。前后墻燃燒器(DBC-OPCC)分3層布置，每層6個，共計36個燃燒器；前后墻燃燒器上方布置一層燃盡風噴口，共計12個；前后墻燃盡風與最上層燃燒器之間各存在2個側燃盡風口，共計4個，鍋爐幾何結構和主要參數如圖1和表1所示。燃燒器結構如圖2所示。鍋爐主要運行參數見表2，煤質參數及低位熱值(Qnet,ar)見表3。

圖1 鍋爐結構以及屏式過熱器布置示意Fig.1 Schematic of the boiler structure and thearrangement of the platen superheater

表1 鍋爐幾何結構參數

圖2 燃燒器結構示意Fig.2 Schematic of the burners

表2 鍋爐主要運行參數

表3 煤質分析

鍋爐的屏式過熱器分為前分隔屏過熱器和后分隔屏過熱器，沿爐寬方向各15片屏，共計30片管屏，各管屏之間的距離為1 370 mm。每片管屏由22根并聯管圈組成，管圈外徑為52.5 mm，管壁厚度為7.5 mm，如圖1所示。

2 數值模擬方法和模型介紹

2.1 網格劃分

網格劃分采用精度高、收斂速度快的多面體網格，整個爐膛的網格間距為0.15～0.40 m，依次對冷灰斗區域、燃燒器區域、屏式過熱器區域、末級過熱器區域、末級再熱器區域劃分網格。由于燃燒器區域、屏式過熱器、高溫過熱器區域為主要的燃燒反應和傳熱計算區域，故對該區域的網格進行加密處理，經網格無關性驗證，采用135萬多面體網格，爐膛網格劃分如圖3所示。

圖3 爐膛網格劃分Fig.3 Mesh generation of the boiler

2.2 燃燒模型設置

鍋爐爐膛內煤粉的燃燒過程非常復雜，涉及湍流流動、化學反應、傳熱傳質等多個方面。本研究中，湍流模型選擇帶旋流修正的Realizek-ε；燃燒模型采用非預混模型，煤質分析結果見表3；輻射傳熱模型選擇P1模型；揮發分析出模型選擇CPD模型；焦炭燃燒模型選擇動力學-擴散模型，反應速率參數為0.2 kg/(m2·s·MPa)和79 kJ/mol；氣固兩相流動模型選擇拉格朗日隨機軌道模型。煤粉顆粒直徑按照Rosin-Rammler方法分布，平均粒徑為50 μm，均勻性指數為1.15。

邊界條件設置：一次風、內二次風、外二次風、燃盡風均為質量流量入口，具體參數見表4；屏式過熱器、末級過熱器使用平面代替，初始時設置均勻溫度計算，從前到后依次為718，768，818 K；末級再熱器由于數量較多，采用多孔介質進行計算；出口為壓力出口，設置為-80 Pa。

表4 計算工況運行參數

2.3 受熱面計算區域劃分以及傳熱模型

首先需要在屏式過熱器劃分計算區域，且計算區域的計算方向與蒸汽流動方向一致，本研究將過熱器的平面劃分為多個正方形的計算區域，每片管屏上3～4根管劃分為一個計算區域，共計6個計算區域，如圖4所示。以計算區域正中心的坐標代表該計算區域的位置，通過式(1)，(2)進行計算區域坐標的移動。

xi=xi-1+Δxsinθ

(1)

yi=yi-1+Δycosθ

(2)

式中，xi-1和xi分別為第i-1個和第i個計算區域的中心橫坐標，m；yi-1和yi分別為第i-1個和第i個計算區域的中心縱坐標，m；Δx和Δy分別為橫坐標和縱坐標的變化量，m；θ為計算區域中過熱蒸汽的流出方向與y軸正向的夾角。

圖4 屏式過熱器計算區域劃分Fig.4 Schematic of calculation area division

在確定計算區域中心坐標后，通過式(3)～(5)，確定該區域的范圍，可根據實際的計算資源進行調節。

xi,L=xi-Δx/2

(3)

xi,R=xi+Δx/2

(4)

yi,down=yi-Δy/2

(5)

yi,up=yi+Δy/2

(6)

式中，下標L，R，down，up分別為計算區域的左邊界、右邊界、下邊界、上邊界。

同時，屏式過熱器中的蒸汽需滿足質量守恒、動量守恒、能量守恒(圖5)，計算公式為

m1=m2=…=mi

(7)

(8)

(9)

i=2,3,…,n

(10)

式中，下標i，in，out，G分別為第i個計算區域、計算區域進口、計算區域出口、煙氣；m為過熱蒸汽質量流量，kg/s；p為壓力，Pa；A為管子橫截面積，m2；ρ為密度，kg/m3；f為摩擦因數；d為管子內徑，m；Δy為計算區域i和i-1的縱坐標距離，m；T為溫度，K；K為總傳熱系數，W/(m2·K)；S為計算區域管子外表面面積，m2；cp為定壓比熱容，kJ/(kg·K)。

圖5 熱平衡示意Fig.5 Heat balance of the platen superheater

為了求解能量方程，需得到屏式過熱器對流換熱量和輻射換熱量。因此，分別求得蒸汽對流換熱系數hf,i，煙氣對流換熱系數hG, i，過熱器壁面輻射換熱系數αi，依次為

(11)

(12)

(13)

式中，下標w，f分別為管子壁面、管內工質；h為對流換熱系數，W/(m2·K)；Nu為努塞爾數；λ為導熱系數，W/(m2·K)；Re為雷諾數；Pr為普朗特數；D為受熱面管子外徑，m；α為輻射換熱系數，K3；ε為壁面與煙氣的系統黑度；σ為Boltzmann常數。

最終計算總換熱系數Ki，再通過式(9)計算出第i-1區域的出口溫度Tout, i-1，也即第i區域的進口溫度Tin, i；然后對進出口溫度取算數平均作為該區域的工質溫度Tf, i，進而可計算得到外管壁溫度Tw, i，即式(15)，(16)。

(14)

Tf,i=(Tin,i+Tout,i)/2

(15)

(16)

式中，δ為壁面厚度，m；R為管外灰污層熱阻，m2·K/W。

2.4 耦合方法

在爐膛中，過熱器壁面的溫度分布主要與煙氣的溫度分布以及并聯管內的流動傳熱有關。因此，為準確計算過熱器受熱面壁溫，需要準確得到管外煙氣的流動參數和管內過熱蒸汽的流動參數，具體方法如下：

(1)在Fluent中，將過熱器的邊界條件先設定為均勻壁溫，計算至流場收斂。

(2)在UDF中，首先需確定單元計算區域，由于屏式過熱器的網格為多邊形，若計算區域與網格完全一致，計算量較大且較難實現。故本研究采用大于多邊形的正方形計算區域，并沿x，y方向等距分布，如圖4所示。然后改變單元計算區域中心坐標，模擬實現屏式過熱器中蒸汽的流動。

(3)在第1個計算區域中，假設入口流量分布是均勻的，把屏過進口溫度作為第1個計算區域的入口溫度，并假設第1次初始計算的壁面溫度，計算屏式過熱器管內蒸汽的流動物性參數，即可計算出管內對流換熱系數；讀取該計算區域的對應網格中的煙氣物性，計算出管外對流換熱系數和輻射換熱系數；最終計算出該計算區域的總換熱量。通過能量守恒，可得到管內蒸汽的溫度變化，即該單元計算區域的出口溫度，該溫度作為下一個計算區域的入口溫度。

(4)在單元計算區域中，將得到的出口溫度與入口溫度的平均值作為該計算區域的管內蒸汽溫度，寫入蒸汽溫度文件中。然后，通過管內對流換熱系數計算該區域的外管壁溫度，寫入壁溫文件中，同時賦值給Fluent中的過熱器網格壁溫，計算下一個計算區域。

(5)循環計算步驟2～4，直至屏式過熱器出口，然后繼續計算燃燒模型。

由于計算量較大，以100步迭代計算一次。當計算至n步后，屏式過熱器出口蒸汽溫度偏差不超過1 K，即認為達到平衡，停止計算。

整個煙氣側和蒸汽側傳熱耦合的計算流程如圖6所示。

圖6 煙氣側和蒸汽側傳熱耦合流程Fig.6 Coupling flow of heat transfer on flue gas and steam

2.5 準確性驗證

利用以上模型經初步計算，得到屏式過熱器各管屏的出口溫度，與實測(旋流角度45°)的各管屏22號管子的測量值進行比較，結果如圖7所示。從圖7可以看出，測量結果與模擬結果的趨勢吻合較好，實測值和模擬值的最大溫度差為28 K，相對誤差小于4%。

圖7 屏式過熱器管壁溫度實測值和模擬值對比Fig.7 Comparison between test and simulation values ofthe tube wall temperature of the platen superheater

表5為模擬結果與現場測量結果的出口參數對比。現場測量的參數為滿負荷運行時的爐膛出口煙溫和爐膛出口氧量。由表5可以看出，出口參數的相對誤差均小于6%，模擬計算結果在可接受范圍內。

表5 試驗結果與模擬結果對比

3 模擬結果與分析

在前后墻旋流對沖鍋爐中，旋流燃燒器的旋流角度是影響煤粉燃燒及燃盡的重要因素，旋流角度的改變會顯著影響爐膛的煙溫分布，進而影響鍋爐受熱面的傳熱特性[23-24]。基于此，筆者重點研究了前后墻兩側燃燒器外二風旋流角度的變化(15°～60°)對屏式過熱器傳熱及壁溫分布特性的影響(內二次風旋流角度為0°，不做調節)，旋流角度的改變通過改變燃燒器3個流動方向(徑向、軸向、切向)的值實現。

3.1 不同旋流角度對爐膛溫度分布的影響

不同外二次風旋流角度下爐膛截面的溫度分布如圖8所示，可以看出，當旋流角度為15°時，旋流角度較小，氣流剛性較強，主要向軸向運動，燃燒較為充分。隨著旋流角度的增大，氣流徑向運動增強，軸向運動剛性減弱，并在軸向反向氣流的作用下，使燃燒高溫區向前后墻擴散，逐漸充滿整個爐膛。當旋流角度為60°時，在壓力差的作用下，旋流向徑向嚴重擴散，導致爐膛高溫區向燃燒器出口和水冷壁靠近，容易發生結渣且存在安全隱患[25]。

圖8 不同外二次風旋流角度下爐膛截面溫度分布Fig.8 Temperature distributions of boiler under different external secondary air swirl angles

同時，隨著外二次風的旋流角度的增加，爐膛火焰溫度略有提升，爐膛火焰高度也略有提高。分析認為這是由于高旋流角度下，燃燒區底部的煤粉擾動較弱，煤粉燃燒不劇烈，外二次風延遲與煤粉氣流的混合，燃燒區上移，又由于上層燃燒器和燃盡風中氧量進入爐膛，使煤粉氣流劇烈燃燒，溫度上升。

3.2 不同旋流角度對受熱面熱負荷分布的影響

圖9為不同旋流角度下屏式過熱器的熱流密度分布。由圖9可知，屏式過熱器底部熱流密度較高，主要受到復雜煙溫的影響，因此與煙溫分布基本一致[26]。同時，對比不同外二次風旋流角度的結果，當旋流角度為15°和30°時，熱流密度分布呈現“兩端高，中間低”的趨勢；當旋流角度增大到45°時，熱流密度分布呈現“兩端低，中間高”的趨勢，且隨著旋流角度的繼續增加，該趨勢略有加劇。觀察圖8中P1處，爐膛截面火焰由“兩邊寬、中間窄”的沙漏型隨旋流角度增大變為“兩邊窄、中間低”的球形。分析認為，旋流角度較小時，氣流剛性強，在側燃盡風區域，軸向運動的燃盡風與上升運動的煤粉氣流混合，2者氣流剛性相近，能夠較好的混合，燃燒劇烈；但旋流角度變大后，爐膛高度方向上的煙氣運動較為緩慢，與剛性較強的側燃盡風難以混合，側燃盡風對煙氣的降溫作用較強，且燃燒不劇烈，故該處溫度相對較低。

圖9 不同外二次風旋流角度下屏式過熱器熱流密度分布Fig.9 Heat flux distributions of platen superheater under different external secondary air swirl angles

3.3 不同旋流角度對受熱面溫度分布的影響

圖10為不同旋流角度下受熱面的溫度分布。可以發現，受熱面的高溫區域與受熱面的高熱流密度區域基本一致。由式(16)可知，壁溫主要受到熱流密度、管內工質溫度、管內對流換熱系數、管子本身物性參數共同影響。由于受熱面底部的熱流密度遠高于受熱面出口，故底部的壁面溫度相對較大。對比不同的外二次風旋流角度，隨著旋流角度的增大，受熱面的溫度分布與熱流密度分布呈現相同變化趨勢，由“兩端高、中間低”向“兩端低、中間高”變化。

圖10 不同外二次風旋流角度下屏式過熱器溫度分布Fig.10 Temperature distributions of platen superheater under different external secondary air swirl angles

圖11為不同外二次風旋流角度屏式過熱器每片管屏底部的最高管壁溫度。當旋流角度為15°和30°時，屏式過熱器的最高管壁溫度出現在兩端，分別為905，918 K；當旋流角度為45°和60°時，屏式過熱器的最高管壁溫度出現在中部，分別為945，965 K。而屏式過熱器的材料為SA-213TP347H，最大的允許管壁溫度為923 K，故旋流角度過大時，管壁存在超溫危險，當旋流角度在30°以下時，屏式過熱器的管壁溫度分布較為安全。

圖11 不同外二次風旋流角度下前屏底部和后屏底部溫度分布Fig.11 Temperature distributions of the bottom of front platen and rear platen underdifferent external secondary air swirl angles

圖12為屏式過熱器后屏出口壁溫分布。對于不同管屏，出口壁溫分布主要受到受熱面熱流密度的影響，且是溫度累積的結果，故溫度分布趨勢與熱流密度分布趨勢一致，低旋流角度時“兩端高、中間低”，高旋流角度時“兩端低、中間高”。不同旋流角度下，屏式過熱器出口壁溫最大值與最小值相差60～80 K，存在較大的不均勻性。

圖12 不同外二次風旋流角度下后屏過熱器的出口壁溫分布Fig.12 Temperature distributions of the outlet of rear platen superheater under different external secondary air swirl angles

對同一管屏，由于外圈管子長度較長，吸熱量大，大部分外部管圈的壁溫略大于內部管圈的壁溫。

4 結 論

(1)屏式過熱器底部靠近爐膛火焰，熱流密度較高，管壁溫也較高。隨外二次風旋流角度增大，屏式過熱器的熱流密度分布由“兩端高、中間低”逐漸變為“兩邊低、中間高”，屏式過熱器的溫度分布也與熱流密度分布基本一致。

(2)屏式過熱器的高溫區域主要出現在后屏過熱器底部，且當旋流角度為45°和60°時，屏式過熱器的最高溫度超過材料最大允許溫度923 K；而當旋流角度為15°和30°時，屏式過熱器的最大溫度小于最大允許溫度。故在保證運行安全的情況下，最佳旋流角度為15°～30°。

(3)本文建立的計算模型綜合考慮了煙氣側和工質側耦合作用對鍋爐受熱面傳熱的影響，能夠準確的獲得屏式過熱器壁溫分布特性，判斷管壁超溫的風險位置，為同類型鍋爐的受熱面設計和材料選擇、壁溫預警以及鍋爐燃燒優化提供了參考。