W火焰鍋爐水冷壁壁溫偏差分析及處理

黃鑒，黃顯生，劉忠軒

（1.中電華創電力技術研究有限公司，江蘇 蘇州 215123；2.四川中電福溪電力開發有限公司，四川 宜賓 645152）

0 引言

相比普通的四角切向燃燒鍋爐，W 火焰鍋爐因其著火區風量小，火焰根部溫度水平高，煤粉著火后向下自由伸展，火焰行程長，爐內充滿度好，具備著火條件好、穩定性好、燃燒效率高等優點，在我國被廣泛用以燃用劣質煤，特別是低揮發分的無煙煤［1-2］。而隨著W火焰鍋爐運行時間的增長和投運臺數的增多，以水冷壁壁溫偏差大為代表的安全問題逐漸暴露，對于膜式水冷壁，壁溫偏差會產生較大的溫差熱應力，嚴重時會引起水冷壁薄弱處的泄漏拉裂，而局部壁溫峰值可能造成水冷壁管超溫爆管，嚴重影響發電企業運行安全性［3-6］。

本文針對某600 MW 超臨界W 火焰鍋爐運行中存在的水冷壁壁溫偏差問題，以水冷壁測點實測壁溫為依據，分析爐膛熱負荷分布特征，并據此開展針對性的燃燒優化調整。

1 設備簡介

某600 MW 超臨界燃煤汽輪機發電機組，鍋爐為超臨界參數、W 型火焰燃燒、垂直管圈水冷壁、單爐膛露天島式布置、燃用無煙煤、一次再熱、平衡通風、固態排渣、全鋼架結構變壓直流鍋爐，型號為DG1932.7/25.4-Ⅱ8。

1.1 鍋爐主要參數

BMCR（鍋爐最大連續出力）工況下該鍋爐主要設計參數如表1所示。

表1 鍋爐設計熱力參數Table 1 Design thermal parameters of boiler

1.2 水冷壁汽水系統

水冷壁汽水流程如圖1所示。

圖1 水冷壁汽水流程Fig.1 Steam-water flow of water wall

鍋爐給水出省煤器后，進入水冷壁下水分配頭，經分配頭支管進入前、后、左、右四墻下水冷壁進口集箱，再垂直上升至中間混合集箱，混合后進入上部水冷壁，其中中間集箱采用半混合型式，四面墻中間集箱端部通過壓力平衡管連接，起平衡壓力作用。前墻及兩側墻工質進入上水冷壁后，經上水冷壁出口集箱匯集至水冷壁出口混合集箱；后墻上部水冷壁蒸汽進水平煙道底部出口集箱后，分兩路分別進入凝渣管及水平煙道側墻水冷壁，最后匯集到水冷壁出口混合集箱。

1.3 制粉與燃燒系統

鍋爐采用雙進雙出鋼球磨煤機正壓直吹式制粉系統，每臺爐配6 臺雙進雙出鋼球磨煤機，24只雙旋風煤粉燃燒器，每臺磨煤機帶4只煤粉燃燒器。燃燒器與磨煤機連接關系如圖2所示。

圖2 磨煤機與燃燒器匹配關系Fig.2 Matching between coal mills and burner

雙旋風煤粉燃燒器由煤粉進口管、雙旋風筒殼體、煤粉噴口、乏氣管等組成，順列布置在爐膛前后拱上，前后各12 只。燃燒器大風箱對應劃分為24 個獨立單元，每個配風單元由上部風箱和下部風箱組成，并配置5個風門擋板實現對每個燃燒器拱上及拱下配風的獨立控制。

2 水冷壁壁溫情況分析

因燃用煤質偏離設計煤種，該鍋爐爐膛發生多次嚴重結焦，為此進行過下爐膛衛燃帶優化改造，減少了翼墻、側墻、前后墻拱下二次風口衛燃帶總面積約23.2%。改造后，前墻上水冷壁壁溫偏差情況惡化，在滿負荷工況下，前墻上水冷壁壁溫差最大超過120 ℃，最大出口壁溫頻繁超過報警值502 ℃，鍋爐被迫降參數運行，主汽溫度低于設計溫度15 ℃以上。

2.1 水冷壁壁溫分布

根據爐膛水動力設計計算結果，BMCR 工況下，前后墻下水冷壁出口壁溫近似，兩側溫度最低約390 ℃，中間位置溫度最高約412 ℃；側墻下水冷壁出口設計壁溫，兩側墻靠邊管最低壁溫約392 ℃，中間管最高溫度約408 ℃。

如圖3、圖4所示，水冷壁壁溫實際運行情況與設計值存在較大差異，某月在滿負荷運行工況下，前墻下水冷壁出口平均溫度最低381 ℃，最高407 ℃；后墻最低377 ℃，最高399 ℃，后墻較前墻平均低7 ℃；左側墻最低388 ℃，最高399 ℃，右側墻最低379 ℃，最高392 ℃。

圖3 下水冷壁出口壁溫Fig.3 Outlet temperature of lower water wall

圖4 上水冷壁出口壁溫Fig.4 Outlet temperature of upper water wall

前墻上水冷壁設計最高壁溫434 ℃，最低412 ℃；兩側墻出口壁溫非對稱分布，靠前墻側最低溫度411 ℃，靠后墻側最低壁溫418.5 ℃，最高壁溫437 ℃。

實測前墻出口平均壁溫最低377 ℃，最高接近460 ℃，遠高于設計的434 ℃。左側墻上水冷壁出口最高壁溫410 ℃，與設計值437 ℃有較大差距，右墻壁溫分布與左側情況近似。同時，左右側墻靠邊管與前墻靠邊管存在同樣問題，對于同一根管，下水冷壁出口壁溫高于上水冷壁出口壁溫。如左墻4號管，下水冷壁出口平均壁溫391 ℃，上水冷壁出口381 ℃，溫降10 ℃；右側墻4號管，下水冷壁出口389 ℃，上水冷壁出口380 ℃，溫降9 ℃。

從實測壁溫分布看，除前墻上水冷壁外，其余水冷壁出口壁溫均明顯低于設計值。對于左右側墻上、下水冷壁，靠前墻區域的水冷壁管出口溫度高于靠后墻位置水冷壁管，與設計的壁溫分布趨勢相反。

表2所示為根據前、后、左、右四墻水冷壁出口壁溫、給水溫度及水冷壁工質側壓力，根據式（1）計算獲得的水冷壁熱偏差?［7］：

表2 爐膛水冷壁熱偏差情況Table 2 Thermal deviations of furnace water wall

式中：Δi0為四面墻的平均焓增；Δid為具體某面墻水冷壁焓增，其中進、出口焓值分別根據進、出口平均壁溫計算。

根據熱偏差計算結果，爐膛下水冷壁相對較好，四墻熱偏差較小，整體焓增量與設計值也較為接近，熱偏差系數最高為前墻的1.16，最低為后墻的0.87。爐膛上水冷壁的側墻焓增嚴重低于設計值，熱量集中至前墻，前墻熱偏差達到1.41，右側墻低至0.78。

根據水冷壁出口平均壁溫情況分析，下爐膛整體熱偏差情況良好，前墻下水冷壁最大壁溫差26 ℃，與設計值22 ℃基本相當。前、后、左、右四面墻焓增情況與設計值也基本一致，出口壁溫明顯低于設計值，主要與當前控制水冷壁壁溫偏差的鍋爐降參數運行工況有關，給水溫度也較設計值偏低。至上爐膛，水冷壁熱偏差情況明顯增大，前墻上水冷壁最大壁溫差升高至83 ℃，同時前墻焓增顯著高于左、右側墻，兩側墻焓增不足設計值一半，整體壁溫偏差情況明顯惡化。由此判斷前墻水冷壁出口壁溫偏差主要在上爐膛產生。

根據現場運行經驗，在燃用煤質接近設計煤種時，前墻壁溫偏差顯著減小，主再熱汽溫均能達到設計值。但受煤價等因素影響，大部分時間不得不燃用嚴重偏離設計煤種的經濟煤種，特別是在摻燒煙煤時，前墻中部水冷壁管極易發生超溫，這與摻燒煙煤、煤粉著火快、火焰下沖行程縮短、火焰中心上移相關。同時，該爐存在嚴重的中部缺風問題，下爐膛大量未燃燼煤粉在燃燼風區域發生二次燃燒，爐膛出口溫度被進一步提升，煙氣向上流動過程中，經過折焰角，煙氣發生折向沖向前墻上水冷壁，導致前墻上水冷壁熱負荷增大，進而產生大的壁溫偏差。

2.2 水冷壁流量分配

對于圖1所示的水冷壁汽水系統，并聯管排流量分配計算可基于質量守恒、動量守恒、能量守恒方程，構建復流動網絡系統內各回路流量及節點壓力的數學模型進行求解計算［8-9］。本文為便于分析，對水冷壁流量分配計算作簡化處理，忽略了水冷壁管長度、內徑、材料、彎頭等結構設計因素對流量分配的影響，主要考慮因爐膛熱負荷分布不均，造成水冷壁管內工質吸熱不同引起并聯管流量分配不均現象，即熱效流動偏差［10］，其計算如下：

式中：G為質量流速；v為管內工質平均比容；腳標0表示整個管組的平均值；腳標d表示管組中某一偏差管。

隨管內工質溫度升高，比容上升，相同質量流速下，體積膨脹，管內工質流速上升，摩擦阻力增大，沿程阻力損失增大，最終造成同壓力節點間并列管排及出口壁溫高的管屏內部工質流量減小，而流量減小會導致出口溫度的進一步上升，造成熱偏差情況的惡化。根據水冷壁進、出口壓力及壁溫，計算各墻熱效流動偏差如圖5所示，由圖5可知，下爐膛前墻水冷壁熱效流動偏差0.917，受并聯管間水冷壁管內工質平均比容偏差影響，前墻總體流量減少約8.3%，至前墻上水冷壁，隨著前墻出口平均壁溫與側墻出口壁溫差進一步拉大，前墻熱效流動偏差降低至0.867，相當于總流量減少13.3%；而左右側墻因吸熱不足，出口壁溫相對前墻偏低，兩側流量分別增加4.8%及7.2%，導致出口壁溫的進一步降低。

圖5 水冷壁熱效流動偏差Fig.5 Deviations of thermal efficiency flow of water wall

各墻并列各管間，前墻流量總體呈中間低、兩邊高的U 型分布。實際運行中因熱負荷向前墻中部集中，中部壁溫與兩側壁溫差增大，導致中間區域的流量減小，疊加前墻水冷壁總流量減小影響，造成前墻中部水冷壁超溫嚴重。

3 優化調整措施

根據水冷壁壁溫情況分析，前墻上水冷壁出口壁溫偏差主要在前墻上部產生，且上爐膛煙氣側熱負荷集中在前墻中部，兩側墻水冷壁吸熱量較設計值偏小，因此燃燒調整的總體目標即通過優化配煤、配風等手段［11］，減小爐膛中部煙氣側熱負荷，提高兩側水冷壁吸熱量。

3.1 配煤優化

為減小爐膛中部熱負荷，首先根據當前煤倉存煤情況對各給煤機加倉方式進行優化。根據圖2所示燃燒器布置，A2、A3、F1、F4等4個燃燒器位于爐膛正中央，根據爐膛截面溫度場分布規律［12］，爐膛中部煙溫最高，煙氣側熱負荷最大，實測也是前墻中部水冷壁易超溫，因此對A、F磨加倉3 700 kcal/kg 低熱值煤；C1、C4、D2、D3 4 個燃燒器位于靠翼墻、側墻位置，為強化兩側墻水冷壁吸熱，C磨加倉5 800 kcal/kg、5 100 kcal/kg高熱值煤，D磨加倉5 100 kcal/kg高熱值煤；對于B、E 磨，則采用3 700 kcal/kg、5 100 kcal/kg 煤高低摻配方式，摻配比例均為1∶1，最終配煤方式如表3所示。

表3 優化的配煤方式Table 3 Optimized coal distribution methods

A、F磨加倉低熱值煤后，爐膛中部入爐熱量減小，煙氣熱負荷降低，前墻中部位置水冷壁管出口壁溫下降。但前墻中間偏右區域水冷壁管出現壁溫升高情況，水冷壁最大溫差達到100 ℃以上，超過了設計允許值，主汽溫度546.3 ℃，低于設計值近25 ℃。

對應該時刻各臺磨給煤機煤量無明顯差異，均值約20 t/h。對照圖6所示壁溫分布情況，配煤優化后，前墻壁溫最大管集中在469—515管區域，而處于對稱位置的142—234 管區域壁溫偏低，仍有一定提升裕量。據此采用“削峰填谷”的調整策略，在保證總入爐熱量一定的情況下，減小前墻右側水冷壁高溫區域入爐熱量，以降低高壁溫區域煙氣熱負荷，同時增加前墻左側對稱位置入爐熱量，以提高左側區域出口壁溫。根據相關區域與圖2 所示燃燒器布置對應關系，采用增加B、E磨給煤機煤量偏置的措施進行調節，為降低前墻右側水冷壁壁溫，需減小B3、B4 燃燒器入爐熱量，根據B 磨加倉方式，增大B1 給煤機3 700 kcal/kg 熱值煤摻配比例；對應的，為提高左側對稱位置水冷壁壁溫，需提高對應的燃燒器E3、E4入爐熱量，因此增大E1 給煤機煤量，提高5 100 kcal/kg煤摻配比例，調整效果如表4所示。

表4 煤量偏置調整前后主要參數對比Table 4 Comparison of main parameters before and after coal bias adjustment

圖6 煤量偏置調整前后前墻出口壁溫分布Fig 6 Temperature distribution at the outlet of the front wall before and after coal bias adjustment

調整前，水冷壁最大壁溫偏差基本維持在100 ℃以上，主汽溫度均在550 ℃以下，最低接近530 ℃。通過大幅提高B、E 磨給煤機偏置，調整后主汽溫度升高至555 ℃，水冷壁壁溫差維持在95 ℃左右，機組效率得到一定程度提升。“削峰填谷”的高低熱值煤摻配優化調整方式在一定程度上減小了局部熱負荷，降低水冷壁壁溫差，但因水冷壁吸熱集中在前墻，左、右側墻吸熱嚴重不足的總體熱量分配格局未發生改變，該調整方式對汽壁溫的調整空間也相對有限。

3.2 配風優化

對于本文鍋爐采用的雙旋風煤粉燃燒器，研究表明F 風起到控制下爐膛主燃燒區域火焰形狀的作用，前、后墻F 風配風不一致會引起火焰偏斜，偏斜一側水冷壁易出現顯著壁溫尖峰［13］。為控制前墻上水冷壁壁溫，采用如圖7 所示的“前墻壓后墻”F風配風方式［14］，前墻中部二次風門接近全開，后墻關小，同時為了預防側墻水冷壁結焦，后墻靠邊F 風門開大，依據閥門擋板開度特性，后墻靠邊F風均近似全開。

圖7 “前墻壓后墻”F風配風方式Fig.7 F-layer secondary air distribution of "front wall pressing back wall"

根據風箱結構布置，后墻大風箱靠近風機側受二次風沿程流動阻力等影響，前墻風壓低于后墻，在前、后墻相同風門開度下，后墻風量大于前墻。對于當前采用的配風方式，在后墻尤其后墻靠兩側墻的二次風量偏大，而中部風量不足［15］。如圖8所示的歷史運行數據顯示，靠右墻水冷壁的E2 F 風門開度減小，右墻上水冷壁最高壁溫相應增長，說明側墻二次風量會影響側墻水冷壁吸熱，兩側墻過大的二次風量增大了爐膛熱負荷分布不均，致使左、右側墻吸熱不足。

圖8 最高壁溫隨E2F風門開度變化趨勢Fig.8 Variation trend of the maximum wall temperature with the E2F damper opening

為驗證側墻二次風量對側墻水冷壁壁溫的影響，進行靠側墻的F 風門調整試驗。試驗前期，后墻靠左側墻的F 風門C1 與后墻靠右側墻的F 風門D2長期保持70%開度，對應的左、右側墻上水冷壁最高壁溫維持在約380 ℃，前墻上水冷壁壁溫差最高達到110 ℃，主汽溫度在540～555 ℃振蕩。試驗中將C1、D2 風門由70%開度關至50%，調整后的主要運行參數變化如圖9、圖10所示。

圖10 水冷壁最大壁溫差及主汽溫度Fig.10 Maximum temperature differences and main steam temperatures of water wall

靠兩側F 風門關小后，左墻上水冷壁最高壁溫逐漸升高至423 ℃，右墻最高升至413 ℃，隨后稍有回落，但較調整前均明顯提高。前墻上水冷壁最大溫差逐步減小至約70 ℃，主汽溫度則升高至565 ℃，鍋爐經濟性、安全性均得到顯著提升。

衛燃帶改造后，水冷壁吸熱量增加，煙溫下降，翼墻側墻水冷壁結焦情況得到改善。加大兩側F 風門雖能預防側墻翼墻發生結焦，但加劇了爐膛熱負荷分布不均情況，側墻風量有減少空間。運行中應加強對翼墻側墻結焦情況的觀測，將側墻風量控制在合理范圍內，在確保翼墻側墻不發生嚴重結焦情況下，改善水冷壁壁溫偏差。

4 結語

W 火焰鍋爐上、下水冷壁出口壁溫是分析鍋爐壁溫偏差情況的重要依據。對比前、后、左、右四墻水冷壁出口壁溫與設計參數，除前墻上水冷壁外，其余水冷壁出口壁溫均大幅低于設計參數，上爐膛存在嚴重熱偏差，煙氣側熱負荷集中在前墻，左、右側墻吸熱嚴重不足，疊加水冷壁熱效流動偏差影響，前墻水冷壁流量減少，致使前墻壁溫超溫問題突出。

針對爐膛中部熱負荷高，兩側墻吸熱不足的特點，對磨煤機配煤進行優化，爐膛中部燃燒器對應給煤機加倉低熱值煤，靠左、右側墻給煤機加倉高熱值煤，其余采用高、低熱值煤摻配。優化后，前墻中部壁溫下降，但導致前墻中部靠右區域壁溫偏差增大。對此，采用“削峰填谷”配煤方式，增加高低摻配磨給煤機煤量偏置，以調節局部熱負荷，對降低水冷壁壁溫偏差有一定效果。

為減小前墻壁溫差，同時預防側墻、翼墻結焦，運行中采用“前墻壓后墻”F風配風方式。但后墻靠兩側墻F 風門接近全開，導致后墻靠兩側墻區域二次風量過大，對側墻水冷壁吸熱產生了負面影響。通過減小靠兩側墻二次風門開度，左右側墻壁溫、主汽溫度均得到提升，前墻水冷壁壁溫偏差回落至安全范圍。

目前F 風沿爐膛寬度存在嚴重的配風不均問題，建議進行大風箱改造［16］，以提高二次風量分配均勻性，增加配風調節手段。