三分倉回轉式空氣預熱器徑向漏風對鍋爐效率影響的研究及評估

木巴來克·都尕買提, 美合日阿依·穆太力普, 胡麗娜, 辛公明

(1. 新疆大學 電氣工程學院, 烏魯木齊 830049;2. 山東大學 能源與動力工程學院, 濟南 250061)

目前,大型電廠使用的回轉式空氣預熱器的漏風率按設計要求應低于8%[1],而部分電廠空氣預熱器長期運行中漏風率遠大于設計值,有的甚至高達30%。這不僅會造成排煙損失增加,而且會導致空氣預熱器低溫段換熱元件低溫腐蝕和積灰問題加重,嚴重影響空氣預熱器乃至鍋爐的安全經濟運行[2]。空氣預熱器的結構特點決定了其漏風是無法被消除的,因此只能盡量控制其漏風量。漏風按成因不同可以劃分為直接漏風和攜帶漏風兩種。直接漏風是由壓差作用于縫隙造成的。攜帶漏風(又稱結構漏風)則是由轉子自身結構固有容積造成的[3]。據統計,三分倉回轉式空氣預熱器(簡稱三分倉空氣預熱器)的直接漏風量占總漏風量的80%以上[4]。直接漏風又包括徑向漏風、軸向漏風、中心筒漏風,其中徑向漏風量占直接漏風量的84%[4]。經過研究發現,在回轉式空氣預熱器的運行中,徑向漏風對電廠鍋爐機組效率的影響很大[5]。漏風率作為評價空氣預熱器漏風的指標,是當今國內外試驗法規最常用的指標,它表示空氣預熱器泄漏到煙氣側的冷空氣質量流量占煙氣總質量流量的比例。研究表明,300 MW機組回轉式空氣預熱器漏風率降低1%,電廠每年可節約120萬元[6]。因此,研究回轉式空氣預熱器徑向漏風率對鍋爐效率的影響具有重要的實際意義。

目前,在空氣預熱器漏風率對空氣預熱器和鍋爐效率的影響方面已有較多的研究。李海峰等[7]利用建立的焓增模型定量研究了空氣預熱器漏風率對鍋爐效率的影響,但缺乏對影響機理的研究。高建強等[5]和王洪躍等[8]從空氣預熱器冷、熱端漏風兩個方面研究了漏風對鍋爐效率的影響,但是漏風對排煙溫度影響的計算使用了經驗公式,并且只考慮了排煙損失。王艷紅等[9]對空氣預熱器漏風建立物理模型,利用熱平衡方程分析漏風換熱機理,獲得了漏風率偏離基準值對過量空氣系數和排煙溫度的修正公式,并且提供了漏風量對鍋爐效率的微分偏差分析法的計算修正。COX W C等[10]和SEEBALD J D等[11]對回轉式空氣預熱器漏風進行了研究并建立了有關漏風的理論方法。黃巧賢等[12]利用電廠試驗數據分析了漏風量對鍋爐效率的影響。白德龍等[13]通過建立傳熱微分方程和差分方程獲得了空氣預熱器內部溫度分布,同時分析了漏風分配系數對空氣和煙氣出口溫度的影響規律。王瑞星等[14]根據能量平衡方程得到了空氣預熱器漏風量對排煙溫度影響的修正公式,同時利用計算流體動力學(CFD)軟件模擬研究了漏風對排煙溫度的影響規律。

但是,利用數值模擬方法對空氣預熱器漏風進行分析并研究漏風對鍋爐效率影響的相關研究較少;同時,針對回轉式空氣預熱器的冷、熱端徑向漏風對空氣預熱器排煙溫度和鍋爐效率的不同影響的定量分析,以及空氣預熱器徑向漏風對易腐蝕積灰區域分布影響的相關研究也少。而在工程實踐中,對空氣預熱器中不同部位的徑向漏風進行有效控制不能脫離對冷、熱兩端徑向漏風的影響研究,研究掌握這兩種典型的徑向漏風對排煙溫度、鍋爐效率及易腐蝕積灰區域的影響規律十分必要。

筆者對三分倉空氣預熱器徑向漏風影響特性進行模擬研究,以獲得徑向漏風量對三分倉空氣預熱器內部溫度分布和傳熱效率的影響規律,進而分析漏風量變化對轉子易發生腐蝕積灰區域和鍋爐效率的影響特性,并且總結漏風量對電站運行經濟性的影響。

1 工作機理及漏風原因

我國的大型火力發電機組大多采用回轉式空氣預熱器作為重要的輔助設備。回轉式空氣預熱器轉子最外側的圓筒狀殼體的頂部和底部被分成煙氣區域、二次風區域、一次風區域和密封區域。煙氣區與煙道相接,一、二次風區分別與對應的風道相接。換熱元件交替地轉過煙氣區和空氣區,在煙氣區吸熱,在空氣區放熱,每轉動一圈可實現一次換熱。

1.1 工作機理

回轉式空氣預熱器按照旋轉部件不同被分為風罩回轉式和換熱面回轉式(又稱容克式)兩大類。風罩回轉式空氣預熱器組成部分包括風罩、換熱元件、靜子、傳動裝置等。風罩回轉式空氣預熱器的旋轉部件是風罩,該類型空氣預熱器具有旋轉速度較慢、漏風量大、安裝過程復雜等缺點,因此全球僅剩700多臺風罩回轉式空氣預熱器[15]。換熱面回轉式空氣預熱器可以實現加熱大容量鍋爐一次風的目的,并且簡化煙風系統的設計和制造流程,從而得到迅速發展。回轉式空氣預熱器主要由轉子、換熱元件和中心筒組成,換熱元件由很多薄鋼板組成。換熱元件被裝在可以旋轉的圓筒狀轉子內,與轉子一起繞著中心筒旋轉,空氣和煙氣以逆流的方式交替地通過換熱元件表面,利用換熱元件將煙氣余熱傳遞給冷空氣,實現利用煙氣加熱空氣。回轉式空氣預熱器根據倉室布置方式的不同被分為二分倉、三分倉及四分倉空氣預熱器,這些空氣預熱器最大的區別在于空氣分倉的數量和布置方式。其中,三分倉空氣預熱器由煙氣分倉、一次風分倉、二次風分倉組成。在本文中,所研究的三分倉空氣預熱器示意圖見圖1。

圖1 三分倉空氣預熱器示意圖

三分倉空氣預熱器能夠承受最大的分倉間壓差通常是18 kPa,壓差過大會造成漏風多等問題,進而嚴重影響空氣預熱器及機組的經濟運行。300 MW機組的燃煤鍋爐在正常運行時,一次風相對壓力一般是10 kPa左右,二次風相對壓力一般是3 kPa左右,在這種情況下,空氣預熱器漏風率在6%～8%,而一次風的漏風率在25%～35%[16]。回轉式空氣預熱器運行中,煙氣會從上往下流過煙氣區域,空氣則從下往上流過空氣區域,傳動裝置會通過中心轉軸帶動空氣預熱器轉子緩慢旋轉,安裝在轉子內部的換熱元件會交替地轉過煙氣區、一次風區和二次風區,轉子一般以0.75～2 r/min的轉速轉動[16]。當空氣預熱器轉子轉到煙氣流通區域時,煙氣沖刷波紋狀換熱元件;當空氣預熱器轉子轉到空氣流通區域時,冷空氣沖刷換熱元件。轉子循環轉動將煙氣中的熱量不斷地傳遞給空氣。與管式空氣預熱器相比,回轉式空氣預熱器結構更緊湊,布置更靈活,金屬耗量更小,傳熱效果更好[17]。

1.2 漏風原因

攜帶漏風產生是因為空氣預熱器的轉子內部裝有大量的波紋狀薄鋼板,這些堆積的鋼板之間會存在很多間隙。每次換熱元件從空氣側旋轉到煙氣側時,將換熱元件間隙的空氣帶至煙氣側,這部分空氣為攜帶漏風。漏風量的計算公式[18]為:

(1)

式中:qV,xd為攜帶漏風體積流量,m3/s;n為轉子轉速,r/min;D為空氣預熱器轉子直徑,m;H為轉子高度,m;Y為空氣預熱器轉子內換熱金屬體積比例。

由式(1)可知,攜帶漏風量與轉子轉速和轉子內金屬體積比例成正比。在保證空氣預熱器換熱效果的前提下,轉子應盡可能保持低轉速運行,這樣可以減少攜帶漏風量。此外,很多學者通過實驗證明了空氣預熱器轉速在超過1.5 r/min時,進一步提高轉速對傳熱效率的影響很小。為了控制攜帶漏風量,需要增加轉子內換熱金屬體積比例,或者降低轉子高度。通過這些措施,可以將攜帶漏風量占總漏風量的比降低至15%以下[19]。

直接漏風是因為密封片與扇形板之間存在間隙,煙氣和空氣在通過轉子時不能被完全隔離,煙道是負壓,風道是正壓,空氣會在壓差的推動下通過漏風縫隙泄漏至煙道內,這些泄漏的空氣為直接漏風[20]。當空氣預熱器運行穩定時,轉子隔板高溫段平均溫度高于低溫段平均溫度,進而造成轉子隔板內部存在較大的軸向溫差。這種溫差會導致轉子隔板高溫段和低溫段之間的熱膨脹不同,使轉子發生“蘑菇狀”的形變[21],進而造成徑向漏風量的增大。回轉式空氣預熱器轉子熱變形示意圖見圖2。

圖2 回轉式空氣預熱器轉子熱變形示意圖

空氣預熱器的直接漏風量大約占總漏風量的81%,其中:徑向漏風量大約占直接漏風量的84%,中心筒漏風量大約占直接漏風量的10%,軸向漏風量大約占直接漏風量的6%[4]。為了控制直接漏風量,在各倉室中間及轉子隔板冷、熱端安裝了軸向密封條、徑向密封條和環向密封條。

如果將煙道(負壓)和風道(正壓)視為2個無限大的容器,用隔板將容器隔開,風道內空氣在壓差的推動下從縫隙泄漏至煙道內,根據黏性流體的伯努利方程,得到直接漏風量的計算公式[19]為:

(2)

式中:qm,d為直接漏風質量流量,kg/s;F為漏風縫隙面積,m2;ρ為各產生漏風處的空氣密度,kg/m3;Δp為漏風縫隙兩側的壓差,kPa。

其中,徑向密封和軸向密封通常采用多道密封設計,因此漏風縫隙兩側的壓差為:

Δp=(p1-p2)/Z

(3)

式中:p1、p2分別為密封板兩側的流體壓力,Pa;Z為密封道數量。

由式(3)可知,影響直接漏風的因素主要包括漏風密度、空氣側與煙氣側之間的壓差和間隙面積。式(3)普遍適用于回轉式空氣預熱器的軸向密封、徑向密封、中心筒密封等位置的漏風量計算,可以先計算因轉子熱變形而導致的徑向漏風量,再計算徑向漏風率。因此,降低煙風道間的壓力、減小漏風縫隙面積、改善流體流動狀態對控制漏風量至關重要。

2 徑向漏風模擬研究

國內外很多學者針對漏風對空氣預熱器的影響進行了大量研究,獲得了一些空氣預熱器的傳熱效率和漏風率之間的經驗公式,驗證了不同位置漏風的形式和風量各有不同,對傳熱效率造成的影響也不同[5]。王洪躍等[8]利用回轉式空氣預熱器風煙焓增計算模型研究了回轉式空氣預熱器的熱力過程中漏風對鍋爐機組效率的影響,定量分析了熱端徑向漏風對鍋爐機組效率的影響程度,得出對于125 MW機組鍋爐:當漏風全部集中在熱端面時,漏風對機組效率的影響最明顯,機組效率最高降低0.8%;當漏風全部集中在冷端面時,漏風對鍋爐機組效率影響很小,機組效率最高降低0.07%。

因此,對三分倉空氣預熱器徑向漏風利用有限體積法進行模擬研究,以獲得漏風量對三分倉空氣預熱器內部溫度分布和傳熱效率的影響規律。

2.1 模擬方法和參數

利用ANSYS軟件對某660 MW鍋爐機組的三分倉空氣預熱器進行徑向漏風的仿真模擬。在模擬計算中,首先確定模型的具體結構和物理參數,并且對數值仿真幾何模型進行網格劃分,得到離散模型。通過設置合適的計算參數得到溫度場信息和運行參數。選擇某電廠660 MW機組鍋爐的三分倉空氣預熱器作為研究對象,空氣預熱器相關參數均由電廠提供,具體參數見表1,運行參數為三分倉空氣預熱器在鍋爐最大連續蒸發量(BMCR)工況下的運行參數。

表1 三分倉空氣預熱器主要參數

2.2 模擬假設與建模

基于有限體積法,對設定的空間內連續的計算區域進行劃分,將其劃分為很多個子區域并確定各區域節點以生成網格,即對計算區域進行離散化。將偏微分格式的控制方程轉化成各節點上的代數方程組,即實現控制方程在網格上的離散。此外,對于瞬態問題,還涉及時間域的離散。

對三分倉空氣預熱器而言,其內部包含很多壓制成特殊波紋形狀的換熱元件,這些換熱元件將轉子內部分割成很多個空間以供氣體流動。因此,可以將空氣預熱器簡化成多孔介質模型,將換熱元件視為固體骨架,被骨架分隔出的空間互相連接,空間內會有煙氣或空氣流通。多孔介質根據固體骨架的材料特征及空隙結構的分布,可以分為各向異性和各向同性兩種。在研究中,為了計算方便,假設空氣預熱器轉子是各向同性多孔介質模型。

模擬過程中流體流動滿足能量守恒定律、質量守恒定律和動量守恒定律,同時對模型進行如下假設:

(1) 空氣預熱器內只考慮對流傳熱和金屬導熱,忽略輻射傳熱;

(2) 忽略空氣預熱器本身對周圍環境的散熱;

(3) 假設空氣預熱器進口端面上,煙氣和空氣的溫度和成分是均勻分布的;

(4) 假設沿轉子徑向和周向不存在導熱,沿轉子周向的金屬溫度不相同;

(5) 假設在高、中、低溫段內波紋板物性參數為常數,氣體的物性參數只是溫度的函數,可以根據線性插值獲得;

(6) 假設煙氣和空氣是可壓縮牛頓流體,流固界面流體流速是0,即為無滑移的速度邊界條件;

(7) 忽略流場內黏性耗散作用造成的熱效應;

(8) 假設空氣預熱器的漏風是密封漏風,而且漏風位置在進口處;

(9) 將空氣預熱器的轉子部分假設為多孔介質模型;

(10) 轉子恒速轉動,溫度的計算從金屬溫度最低的一側開始;

(11) 因為密封倉內換熱面與工質不存在換熱,所以假設密封倉進出口處的換熱面溫度相同。

考慮到換熱元件的安裝形式,煙氣在空氣預熱器沿轉子切向上流動受阻,徑向和軸向流道結構類似于多孔介質,因此可以將空氣預熱器轉子內部整體簡化為多孔介質。筆者基于雙流體的思想,將空氣預熱器轉子內換熱元件視為金屬流,即圍繞轉子旋轉軸轉動的無黏性流體,利用旋轉參考系法求解,而轉子內煙氣和空氣的流動利用定參考系法求解。基于歐拉法,可以將空氣預熱器轉子隔倉的周期性穩態過程簡化成真實穩態過程,因而可以忽略控制方程中的非穩態項,并且將氣體物性參數考慮為溫度的函數。

筆者采用了k-ε湍流模型,此種模擬方法被證實為很多工程問題的解決提供了良好的預測效果,并且在精確性和實用性之間有很好的折中[22]。多孔介質中的流體流道雷諾數計算公式為:

(4)

式中:Re為雷諾數;d為換熱板片之間空間的當量直徑,m;μ為動力黏度,N·s/m2;ρ為流體密度,kg/m3;v為絕對速度,m/s。

通過計算得出多孔介質中的流體流道雷諾數大于6 000。

質量守恒方程和動量守恒方程為:

(5)

(6)

(7)

在這種模擬方法中,固體區域在空間上與流體區域相重合,并且固體區域將在傳熱方面與流體相互作用,需要分別求解流體和固體各區域的能量守恒方程。流體區域和固體區域的能量守恒方程如下:

hfsAfs(Ts-Tf)

(8)

(9)

式中:ρf為流體密度,kg/m3;Ef為流體總能量,J;γ為孔隙率;kf為流體導熱系數,W/(m·K);Ef為流體總能量,J;Tf為流體溫度,℃;hfs為流體和固體表面對流傳熱系數,W/(m2·K);Afs為面積密度,m2/m3;Ts為固體溫度,℃;ks為固體導熱系數,W/(m·K)。

針對所研究的三分倉空氣預熱器的徑向漏風建立三維傳熱模型,具體見圖3。

圖3 三分倉空氣預熱器三維模型

2.3 湍流模型的選取及邊界條件設置

傳熱計算中需要添加能量方程,考慮到Realizablek-ε模型在湍流黏度計算公式中引入與曲率和旋轉相關的內容,模型可以解決局部低雷諾數問題且更容易收斂,故選取Realizablek-ε模型作為湍流計算模型,并且選擇壁面函數法。

研究中流動介質為空氣和煙氣,空氣和煙氣進口皆選擇質量流量進口條件,煙氣側冷、熱端增設相同的漏風縫隙。在不進行特別說明的情況下,研究工況均為BMCR工況。主要溫度參數的設置為:煙氣進口溫度為365 ℃,一次風進口溫度為30 ℃,二次風進口溫度為23 ℃,漏風縫隙進口溫度根據對應空氣溫度進行設定。出口均選擇壓力出口條件,操作環境的塔內壓力設置為101.325 kPa。在設置質量進口邊界條件時,根據電廠中的空氣預熱器煙氣、一次風和二次風實際流通面積占比計算出模型各進口處的真實流量;而壓力出口邊界條件需要根據空氣預熱器的運行阻力情況進行設置;根據多孔介質性質設置模型的孔隙率、黏性阻力系數、慣性阻力系數等參數。通過對多孔介質進出口條件進行周期性改變,實現對整個空氣預熱器溫度場的模擬。利用轉子轉速,以及煙氣、一次風和二次風流通面積總占比計算周期時間,并且交替地改變進口和出口的邊界條件,直至模擬獲得的煙氣側和空氣側的出口平均溫度不出現周期性改變時,結束模擬。

2.4 網格劃分及網格無關性驗證

對模型連續的空間進行網格劃分。網格劃分采用MultiZone法,選擇六面體網格。網格劃分結果見圖4。

圖4 三分倉空氣預熱器三維模型網格劃分示意圖

對三分倉空氣預熱器三維模型進行網格獨立性驗證,驗證結果見表2。

表2 網格獨立性驗證結果

通過與設計參數進行比較,發現增大網格數、降低平均體網格尺寸,對計算精度的提高無明顯效果。綜合考慮計算精度和速度,選取三分倉空氣預熱器模型的網格數量為1 121 285,此時最大誤差不超過3.4%,因為設置模型網格的最大尺寸是90 mm,所以后續計算采用網格的最大尺寸也是90 mm。存在誤差可能是因為未考慮攜帶漏風和其他直接漏風等因素,導致空氣預熱器傳熱效率較高;另外,也有可能是因為模擬過程忽略了空氣預熱器與周圍環境的換熱,同時忽略了支撐結構等的擾流蓄熱作用。

2.5 流體出口溫度模擬結果

根據電廠提供的數據,利用所建立的三分倉空氣預熱器三維模型對不同程度的漏風工況進行模擬。

熱端徑向漏風的模擬結果見表3。由表3可知:660 MW鍋爐機組的三分倉空氣預熱器排煙溫度隨熱端徑向漏風率的增大而升高;空氣預熱器在BMCR工況下運行時,熱端徑向漏風率每增加1%,排煙溫度平均上升1.17 K;隨著熱端徑向漏風率的不斷增大,漏風對排煙溫度的影響程度減弱;熱端徑向漏風增加會使空氣出口溫度緩慢升高。

表3 熱端徑向漏風改變時的模擬結果

冷端徑向漏風的模擬結果表4。由表4可知:660 MW鍋爐機組的三分倉空氣預熱器排煙溫度隨冷端徑向漏風率的增大而降低,空氣預熱器在BMCR工況下運行時,冷端徑向漏風率每增加1%,排煙溫度平均降低0.53 K;隨著冷端徑向漏風率的不斷增大,漏風對排煙溫度的影響程度減弱。相比于熱端徑向漏風,冷端徑向漏風對空氣預熱器傳熱效率的影響較小。

表4 冷端徑向漏風改變時的模擬結果

3 徑向漏風對鍋爐效率的影響

3.1 空氣預熱器內部溫度分布

空氣預熱器所處位置接近機組煙道出口,其工作環境十分惡劣,不僅存在漏風量大的問題,還存在低溫腐蝕和積灰的問題。

低溫腐蝕是因為煙氣中一定濃度的三氧化硫(SO3)氣體與煙氣中的水分結合生成硫酸,而當溫度低于141 ℃時完全涵蓋了高黏性液態硫銨鹽的生成溫度范圍,液態硫銨鹽的生成加重了對換熱元件的腐蝕[23]。空氣預熱器的低溫腐蝕和積灰與煙氣成分、煙氣濕度和溫度等因素緊密相關,因此在選定易發生腐蝕和積灰區域溫度區間時充分考慮了所研究的660 MW機組空氣預熱器中的煙氣成分。當溫度低于141 ℃時,換熱元件容易發生低溫腐蝕;當溫度在146～207 ℃時,換熱元件元件容易發生積灰。

積灰是因為空氣預熱器被布置在脫硝設備之后,而選擇性催化還原(SCR)煙氣脫硝技術加劇了煙氣中的二氧化硫(SO2)氧化為SO3,一些SO3會與脫硝裝置中的逃逸氨和水蒸氣發生反應生成硫酸氫銨(NH4HSO4)和硫酸銨((NH4)2SO4),并且硫酸氫銨在146～207 ℃內易呈現為中度酸性的液態,具有很強的腐蝕性和黏性。液態硫酸氫銨極易與煙氣中飛灰粒子結合附著于空氣預熱器換熱元件上,造成嚴重的積灰[24]。積灰導致空氣預熱器內部流體流動阻力增加,風機負荷增加,同時導致換熱元件傳熱效率降低,因此需要對空氣預熱器換熱元件的溫度分布進行深入研究,總結易發生積灰和腐蝕的區域,通過采取防堵、抗腐蝕措施優化這些區域。

圖5為三分倉空氣預熱器熱端和冷端溫度云圖。由圖5可得:三分倉空氣預熱器的轉子在煙氣側時圓周截面周向的溫度會隨著旋轉方向逐漸升高,在空氣側溫度變化正好相反;空氣預熱器冷熱端存在250 K左右的溫差。

圖5 三分倉空氣預熱器兩端溫度云圖

轉子剛轉出空氣側時,低溫段轉子最容易發生積灰和腐蝕,因此提高該區域最低溫度,以及降低煙氣出口處周向溫度梯度,可以有效地提高傳熱效率和控制積灰腐蝕。

圖6是不同熱端徑向漏風率時三分倉空氣預熱器易發生腐蝕區域(圖3中的截面A)溫度云圖,整體溫度分布云圖模型自上而下分別為高、中、低溫段,141 ℃等溫線以下區域容易發生腐蝕。

圖6 不同熱端徑向漏風率時三分倉空氣預熱器易腐蝕區域溫度云圖

由圖6可得:三分倉空氣預熱器換熱元件溫度沿煙氣流動方向逐漸降低,易腐蝕區域均分布在低溫段;高、中溫段換熱元件溫度的變化速度比低溫段大,這是由于高、中溫段安裝的換熱元件有更好的傳熱性能,而低溫段主要考慮抗腐蝕和防積灰,其對流傳熱系數較小;三分倉空氣預熱器易腐蝕區域面積隨著熱端徑向漏風率的增大而減小;當空氣預熱器存在漏風且漏風量不斷增大時,易腐蝕區域會緩慢地向冷端移動。

圖7是不同熱端徑向漏風率時三分倉空氣預熱器易積灰區域(圖3中的截面A)溫度云圖,其中整體溫度分布云圖模型自上而下分別為高、中、低溫段,207 ℃等溫線以下區域容易發生積灰。

圖7 不同熱端徑向漏風率時三分倉空氣預熱器易積灰區域溫度云圖

由圖7可得:對于三分倉空氣預熱器換熱元件,大部分積灰區域分布在低溫段,只有小部分積灰區域涉及中溫段,三分倉空氣預熱器積灰區域面積隨著熱端徑向漏風率的增大而減小。

3.2 徑向漏風影響分析

三分倉空氣預熱器徑向漏風模擬目的是,既要分析不同程度的漏風對溫度分布的影響,又要揭示內部漏風對空氣預熱器效率和鍋爐效率的影響規律。根據電廠提供的設計數據得到,在未發生漏風時,空氣預熱器熱效率為98.88%,干煙氣熱損失率為3.88%,鍋爐效率為94.68%。當空氣預熱器發生不同程度的徑向漏風時,可以采用以下公式計算空氣預熱器熱效率和鍋爐效率(按燃料低位熱值計算)。

(10)

(11)

式中:η1為空氣預熱器熱效率,%;ΔQ為空氣預熱器由于漏風損失的熱量,J;Q1為空氣預熱器進口總熱量,J;Q2為空氣預熱器出口總熱量,J;η2為鍋爐效率,%;Q3為干煙氣熱損失,J。

圖8是三分倉空氣預熱器熱端發生不同程度的漏風時對空氣預熱器和鍋爐效率的影響情況。由圖8可得:660 MW鍋爐機組的三分倉空氣預熱器損失的熱量隨熱端徑向漏風率的增加而逐漸增加。空氣預熱器在BMCR工況下運行時,熱端徑向漏風率每增加1%,空氣預熱器效率平均降低0.43%,鍋爐效率平均降低0.02%,電廠每年約有6.81×106kW·h的熱量損失,每年多消耗約838.3 t標準煤,標準煤熱值按照7 000 kcal/kg(29 307 kJ/kg)計算,機組發電煤耗率會增加0.139 g/(kW·h)。

圖8 三分倉空氣預熱器熱端徑向漏風的影響

圖9是三分倉空氣預熱器冷端發生不同程度的漏風時對空氣預熱器和鍋爐效率的影響情況。由圖9可得:三分倉空氣預熱器損失的熱量隨冷端徑向漏風率的增加而逐漸增加,但是損失的熱量很小。在BMCR工況下,機組運行時漏風率每增加1%,空氣預熱器效率平均降低0.036%,鍋爐效率平均降低0.006%,電廠每年約有7.07×105kW·h的熱量損失,每年多消耗約86.47 t標準煤,按照標準煤熱值為7 000 kcal/kg(29 307 kJ/kg)計算,機組發電煤耗率會增加0.014 g/(kW·h)。

圖9 三分倉空氣預熱器冷端徑向漏風的影響

4 結語

以某電廠660 MW鍋爐機組的三分倉回轉式空氣預熱器為研究對象,通過建立三維模型分析不同程度的徑向漏風對溫度分布和鍋爐效率的影響。具體結論如下:

(1) 三分倉空氣預熱器中發生不同程度的漏風時,熱端徑向漏風率的增加會導致排煙溫度升高,但是腐蝕和積灰區域會減小。排煙溫度會隨冷端徑向漏風的增加而降低,導致空氣預熱器低溫段腐蝕和積灰問題加重。

(2) 熱端徑向漏風對三分倉空氣預熱器排煙損失的影響大于冷端徑向漏風,并且影響程度隨著漏風率的增加而增加。在BMCR工況下,機組運行時存在以下情況:熱端徑向漏風率每增加1%,導致電廠每年約有6.81×106kW·h的熱量損失,每年多消耗約838.3 t標準煤;冷端徑向漏風率每增加1%,導致電廠每年約有7.07×105kW·h的熱量損失,每年多消耗約86.47 t標準煤。

(3) 三分倉空氣預熱器熱效率及鍋爐效率會隨徑向漏風率的增加而降低。在BMCR工況下,機組運行時存在以下情況:熱端徑向漏風率每增加1%,空氣預熱器效率平均降低0.43%,鍋爐效率平均降低0.02%,機組發電標準煤耗率升高0.139 g/(kW·h);冷端徑向漏風每增加1%,空氣預熱器效率平均降低0.036%,鍋爐效率平均降低0.006%,機組發電標準煤耗率升高0.014 g/(kW·h)。

因此,采取相應的改進措施對三分倉空氣預熱器徑向漏風進行控制十分必要,深入分析徑向漏風對鍋爐效率的影響,可以為提高空氣預熱器效率和鍋爐效率提供支撐。