前置暖風器電站鍋爐煙氣余熱回收系統多參數設計與變工況運行策略

陳 珣, 封又琳, 楊凱旋, 劉 明, 嚴俊杰

(1.湖南省湘電試驗研究院有限公司,長沙 410004;2.西安交通大學 能源與動力工程學院,西安 710049)

提高可再生能源在全球能源利用中的占比是世界能源發展的趨勢[1]。截至2022年底,燃煤發電占我國發電量的比例仍達58.4%,但風電和太陽能發電合計新增裝機突破1億kW,占全部新增發電裝機比例62.5%[2]。燃煤發電由主體能源向基礎能源過渡,其將更多地承擔調峰任務并長期頻繁變負荷運行。提高燃煤機組的靈活性并降低其運行能耗,是適應當前能源形勢發展的研究方向。在燃煤機組中,排煙熱損失占鍋爐總熱損失的80%以上[3],利用煙氣余熱回收技術回收煙氣余熱是提高燃煤發電效率、降低機組運行能耗的有效手段。隨著燃煤機組變工況運行日趨頻繁,實現煙氣余熱回收系統在全工況范圍內的高效運行,對于提高機組整體效率有重要意義。

國內外學者對余熱回收系統的性能進行了大量研究。史洪超等[4]對超超臨界二次再熱機組煙氣余熱回收系統進行了研究,得到排擠一次再熱前抽汽的最優余熱回收方案,結果表明該方案設計工況下系統節煤率最高,變工況下的煤耗率降低值相對減小。楊凱旋等[5]建立了330 MW機組余熱和水協同回收系統多參數優化以及變工況特性分析模型,并以330 MW機組為例初步分析了該新型系統的運行性能和變工況特性。張國柱等[6]和張鈞泰等[7]針對新型煙氣余熱和水協同回收系統結構復雜、仍存在優化潛力的問題,分別進行了結構參數優化和變工況運行調控策略的研究。Song等[8]在熱力學分析的基礎上,對低溫省煤器余熱回收系統的變工況特性進行了研究,并探討了變工況下系統節能效果變化的原因,結果表明:高負荷下系統的節能效果較好,但節能效果隨負荷降低而迅速下降,換熱溫差等的變化是導致系統變工況節能效果下降的原因。Liu等[9]通過實驗方法探究了變工況下煙氣余熱級聯回收系統各性能參數的變化規律,進一步確定了影響系統性能的主要因素,其研究發現煙氣溫度、旁路煙氣比和空氣溫度是影響煙氣余熱級聯回收系統性能參數的重要因素,旁路煙氣比可作為系統變工況調節參數。張國柱等[10]通過研究提出了一種新型鍋爐煙氣余熱回收系統,并基于弗留格爾公式和傳熱系數模型對機組進行了全工況性能分析,其研究發現基準工況下該新型系統的總節煤率可達3.11 g/(kW·h),其節煤量隨負荷的降低和環境溫度的升高略有上升但變化不大,有穩定的節能潛力;機組變工況運行時,分流煙道的分流系數對機組節煤量的影響最大,需要對其進行精細控制。Yan等[11]提出了一種基于旁路煙道的新型余熱回收系統,結果表明相比常規旁路煙道煙氣余熱回收系統,該新型余熱回收系統的節煤率提升了1.76 g/(kW·h)。Ma等[12]提出了一種基于熱風再循環的高效煙氣余熱回收(HAR)系統,并以600 MW燃煤機組為例,詳細對比分析了HAR和常規旁路煙道余熱回收系統的熱經濟性能,結果表明HAR有更高的運行安全性和技術經濟性。

以往研究表明,前置暖風器余熱回收系統是有效的煙氣余熱回收系統方案,但未充分考慮系統的多參數協同優化以及變工況運行優化問題。筆者在建立全工況計算模型的基礎上,探討了其最優的耦合構型,并以技術經濟性最大為優化目標,對其進行了多參數設計優化。為保證系統在變工況下的高效運行,對優化設計系統的變工況運行特性進行了探究,并進一步給出了相應的變工況運行策略。

1 前置暖風器余熱回收系統及計算模型

1.1 前置暖風器余熱回收系統

耦合前置暖風器余熱回收系統的燃煤機組如圖1所示。余熱回收系統由前置暖風器、中溫煙氣冷卻器、低溫煙氣冷卻器和循環水系統等組成。由鍋爐排出的煙氣經過選擇性催化還原(SCR)裝置脫硝后先經過空氣預熱器,再依次經過中溫煙氣冷卻器和低溫煙氣冷卻器,最后進入靜電除塵器。煙氣余熱先后回收至空氣預熱器、中溫煙氣冷卻器和低溫煙氣冷卻器,最后隨煙氣排出到余熱利用系統外。空氣由前置暖風器和空氣預熱器所回收的煙氣余熱預熱后,作為一、二次風進入鍋爐燃燒系統。在前置暖風器和低溫煙氣冷卻器之間,由循環水系統連接,通過循環水泵將從低溫煙氣冷卻器回收余熱的加熱循環水工質送到前置暖風器中,以預熱空氣。

qm,air為空氣預熱器進口空氣質量流量;qm,flue為空氣預熱器進口煙氣質量流量;qm,t為中溫煙氣冷卻器進口凝結水質量流量;qm,n為前置暖風器循環水質量流量。圖1 耦合前置暖風器余熱回收系統的燃煤機組示意圖Fig.1 Schematic diagram of a coal-fired unit with a waste heat recovery system coupled with a front-located air heater

1.2 全工況計算模型

為了對該余熱回收系統進行多參數優化,并獲得其變工況運行性能,需建立系統的全工況計算模型。該模型主要由鍋爐全工況熱力計算模型、汽輪機全工況熱力計算模型、換熱器全工況熱力計算模型組成。本文研究鍋爐煙氣余熱的高效利用,采用熱損失法[13]進行鍋爐變工況條件下的性能計算,采用弗留格爾公式[14]和簡捷計算方法[14]進行汽輪機變工況計算,以下主要介紹余熱回收系統的變工況計算模型。

1.2.1 換熱器全工況熱力計算模型

換熱器是前置暖風器余熱回收系統的主要組成部件,需重點分析其全工況熱力計算模型。采用逆流、無相變的效能-傳熱單元數法構建各換熱器的熱力計算模型[15]:

(1)

(2)

(3)

(4)

Q=qm,min·cmin·Δtmax=

ε·qm,min·cmin·(t1in-t2in)

(5)

式中:ε為換熱器效能,無量綱;Δtmax為冷流體或熱流體在換熱器中的實際溫度變化差值中的較大者,K;t1in為熱流體進口溫度,K;t2in為冷流體進口溫度,K;NTU為換熱器的傳熱單元數,無量綱;k為傳熱系數,W/(m2·K);A為換熱器傳熱面積,m2;qm,min·cmin為冷、熱流體的相應質量流量與比熱容的乘積中的較小者,kJ/(K·s);qm,max·cmax為冷、熱流體的相應質量流量與比熱容的乘積中的較大者,kJ/(K·s);μ為換熱器流體質量流量與比熱容乘積的較小值與較大值的比值,無量綱;Q為換熱器的換熱量,kW。

1.2.2 變工況下換熱器傳熱系數計算模型

前置暖風器余熱回收系統中,低(中)溫煙氣冷卻器進行煙氣-水換熱,前置暖風器進行空氣-水換熱,忽略金屬的導熱熱阻,各換熱器管內水側的對流傳熱系數均遠大于管外煙(空)氣側的對流傳熱系數。在變工況計算時,可采用煙(空)氣側的傳熱系數變化來修正換熱器的總傳熱系數。

選用H形翅片管作為煙氣-水換熱器的換熱管。煙氣側對流傳熱系數αf可按下式計算[16]

(6)

式中:Cz為管束中煙氣行程方向的管排數修正系數;Cs為考慮管束中管子幾何布局的修正系數;λf為煙氣的導熱系數,W/(m·K);s為肋片節距,m;d為光管外徑,m;h為肋片高度,m;uf為煙氣流速,m/s;υf為煙氣的運動黏度,m2/s。

對于設計好的煙氣換熱器,根據前述的分析討論進行簡化,變工況時其傳熱系數與設計工況時傳熱系數的關系為

(7)

式中:KFC、KFC0分別為煙氣換熱器在變工況及設計工況下的總傳熱系數,W/(m2·K);λf0為設計工況下的煙氣導熱系數,W/(m·K);υf0為設計工況下的煙氣運動黏度,m2/s;qm,f、qm,f0分別為變工況及設計工況下的煙氣質量流量,kg/s。

選用螺旋翅片管換熱器作為空氣-水換熱器的換熱管。暖風器空氣側的對流傳熱系數αa由式(8)求得:

(8)

式中:Cz1為沿空氣流動方向的管排數修正系數;φ為考慮管子布置方式的參數;λa為空氣的導熱系數,W/(m·K);s1為翅片節距,m;d1為翅片管光管外徑,m;h1為翅片高度,m;ua為空氣流速,m/s;υa為空氣的運動黏度,m2/s。

(9)

式中:KFAH、KFAH0分別為暖風器在變工況及設計工況下的總傳熱系數,W/(m2·K);λa0為設計工況下的空氣導熱系數,W/(m·K);υa0為設計工況下的空氣運動黏度,m2/s;qm,a、qm,a0分別為變工況及設計工況下的空氣質量流量,kg/s。

本文所研究機組采用三分倉空氣預熱器,對其進行簡化分析,合并一次風、二次風換熱通道,作為兩分倉空氣預熱器考慮;將其傳熱過程視為穩態過程[17];忽略空氣向煙氣側泄漏對熱平衡及傳熱系數計算的影響,空氣預熱器傳熱系數KAPH可由下式計算

(10)

式中:ξ為空氣預熱器的利用系數,無量綱;Cn為空氣預熱器的轉速修正因子,無量綱;xf、xa分別為煙氣扇區和空氣扇區的換熱面積占比,無量綱。

煙氣、空氣與蓄熱板的傳熱系數αf和αa分別為[18]

(11)

(12)

式中:Z為反映蓄熱板形狀的系數;ddl為蓄熱板的當量直徑,m;Ref和Rea分別為煙氣和空氣的雷諾數;Prf和Pra分別為變工況下煙氣和空氣的普朗特數;Ct為與蓄熱板板面和流體流量有關的修正系數;Cl為當量直徑的修正系數。

由此得到變工況下空氣預熱器傳熱系數的修正公式為

(13)

(14)

(15)

式中:KAPH0為空氣預熱器在設計工況下的總傳熱系數,W/(m2·K);φf和φa分別為煙氣側和空氣側傳熱系數的修正系數;Prf0和Pra0分別為設計工況下煙氣和空氣的普朗特數。

1.3 系統經濟性分析模型

在各評價機組的技術經濟性指標中,凈現值(CNPV)是考慮時間成本來評價項目是否具有投資價值的動態評價方法。其工程經濟性意義為系統在使用年限內每年的凈收入現值總和與初始投資金額的差值,是評價系統技術經濟性的有效指標[19]。筆者選用機組在使用年限內的總凈現值作為機組的技術經濟性指標,以兼顧節煤率大小、系統成本和時間價值,進而綜合全面地評價系統的效益。

機組在使用年限z內的總凈現值CNPV可由以下公式計算:

(16)

Ci,t=Δb·Nd·Pcoal·hyear

(17)

(18)

(19)

式中:Ci,t為第t年的收益,元;Co,t為第t年的成本,元;i為基準收益率,%;Δb為煙氣余熱回收系統的標準煤節煤率,g/(kW·h);Nd為汽輪機額定功率,kW;Pcoal為標準煤煤價,元/kg;hyear為煙氣余熱回收系統的年運行小時數,h;E為煙氣余熱回收系統的總建設成本,元;Et為煙氣余熱回收系統第t年的年維護費、管理費及材料費的總和,元;h為系統中總換熱器數量;EHK,k為系統中換熱器k的建造成本,元;Cpump為系統加裝循環泵及增壓泵所需的建造成本,元。

1.4 系統優化模型

在機組的熱力學分析模型和經濟性分析模型確定后,還需建立相應的優化模型,對余熱回收系統的設計參數進行優化,使機組具有最高的技術經濟性。由于影響系統性能的參數較多,為了有效地解決多參數優化問題,選用帶精英策略的非支配排序的遺傳算法(NSGA-II)對系統進行多參數優化。NSGA-II具有自適應能力強、應用廣泛、計算效率高等優點。該算法將自然界生物進化和遺傳學機制引入待優化參數形成的編碼群體中,按照選定的適應度函數計算個體適應度,以此進行后代的適應度選擇,并借助遺傳算子進行交叉和變異,產生新的解集群體,該機制保證了算法可廣泛應用于各種問題。除應用于混合可再生能源系統、熱力系統的分析外[20],在余熱回收系統分析方面也有應用[21]。以系統總凈現值為多參數優化的目標函數,以空氣預熱器入口溫度(t8)、循環水系統循環水質量流量(qm,n)、中溫煙氣冷卻器凝結水質量流量(qm,t)、中溫煙氣冷卻器入口水溫(t3)和低溫煙氣冷卻器入口水溫(t5)為優化參數。此時系統的優化模型為

Max(CNPV)=NSGA(t8,qm,n,qm,t,t3,t5)

(20)

式中:NSGA為帶精英策略的非支配排序的遺傳算法函數。

2 前置暖風器余熱回收系統的多參數設計優化

2.1 案例機組參數

本文所采用的案例機組為某660 MW超超臨界一次再熱凝汽機組。汽輪機回熱系統在汽輪機熱耗驗收(THA)工況下的熱力學參數見表1。汽輪機機組的熱耗率為7 350 kJ/(kW·h)。

通過對“金口”連頭處精確測量、計算、下料等方面考慮，降低連頭施工中各因素的不利影響，并由經驗豐富、技術水平高而且責任心強的焊工進行施焊，通過制定科學的“金口”施工人員管理制度和激勵機制，并根焊熱焊后加密檢測等質量控制措施，從而提升長輸管道“金口”連頭的整體施工效率和質量。

表1 THA工況下汽輪機回熱系統的熱力學參數Tab.1 Thermodynamic parameters of steam turbine reheating system under steam turbine thermal acceptance (THA) condition

2.2 系統優化結果

由案例機組的設計要求并考慮到調溫等需要,中溫煙氣冷卻器與汽輪機回熱系統的耦合可采用圖2所示的3種方式,分別對應從1號低壓加熱器(以下簡稱低加)進口引流部分低溫主凝結水,與4號、3號、2號低加進口引流出的高溫主凝結水混合,以實現對中溫煙氣冷卻器進口水溫度(t3)的調節,中溫煙氣冷卻器與某一級低加采用并聯方式。不同的并聯方式對系統的技術經濟性有不同影響。在進行具體的優化設計時,需要同時探究中溫煙氣冷卻器與汽輪機回熱系統的最優耦合方式。

圖2 中溫煙氣冷卻器與汽輪機回熱系統的耦合方式Fig.2 Coupling types of medium temperature flue gas cooler and steam turbine regeneration system

不同耦合方式下,經多參數優化后系統的優化結果見圖3。由熱力學分析可知,不同的耦合方式主要影響中溫煙氣冷卻器的設計面積和水量的大小。提高中溫煙氣冷卻器設計面積和水量會增加建造成本與維護成本,但也提升了中溫煙氣冷卻器回收余熱的能力,進而提高了余熱回收系統的節煤率及經濟效益。由圖3還可以看出,中溫煙氣冷卻器與4號低加并聯時,系統有最高的節煤率與凈現值,分別為3.67 g/(kW·h)和2 680萬元,優化所得的節煤率與已有文獻中的計算結果相近[10]。這表明此時節煤率的提高起主要作用,中溫煙氣冷卻器與4號低加并聯(方式1)是最優的耦合方式。在此耦合方式下多參數優化所得的系統是最優系統設計,方式1的主要熱力學參數與案例機組設計參數的對比見表2。

表2 機組原始設計與方式1的主要熱力學參數對比Tab.2 Comparison between the main thermodynamic parameters of case-1 and the design parameters of the studied unit

圖3 不同耦合方式下系統優化的技術經濟性對比Fig.3 Technical and economical comparison of system optimization under different coupling modes

3 優化設計結果的變工況性能分析及運行策略研究

在給定的系統設計邊界條件下對系統進行多參數優化,雖能獲得具有較高技術經濟性的系統設計,但無法保證其在變工況下的高效運行。需要對優化設計結果的變工況性能進行分析及運行策略研究,以提高系統在全工況下的整體性能。

3.1 優化所得前置暖風器余熱回收系統的變工況性能

對于圖1所示的余熱回收系統,由于其置于煙氣脫硫裝置之前,需防止在余熱回收過程中因煙氣溫度過低而在煙道中發生低溫腐蝕的情況,換熱器壁面發生低溫腐蝕的臨界溫度約為70 ℃[22]。對本文所研究的煙氣余熱回收系統,其煙道的尾部換熱器是進行煙氣-水換熱的低溫煙氣冷卻器,其水側熱阻小,管壁溫度接近水側溫度。為防止低溫腐蝕,在考慮煙氣溫度的同時還應考慮低溫煙氣冷卻器的進口水溫度。在系統變工況運行時,低溫煙氣冷卻器的出口煙溫(t6)和進口水溫(t5)是體現系統安全性的關鍵參數。

此外,可通過變工況時系統節煤率的變化來探究系統在變工況時的經濟性。基于第1節的系統全工況計算模型及第2節優化設計所得的具體參數,得到系統變工況運行特性,如圖4所示。

(a) 環境溫度與負荷對系統安全性的影響

由圖4可知,在不同負荷率下隨環境溫度的升高,t6和t5均升高,且各曲線斜率近乎一致;而在同一環境溫度下,隨著負荷率的增加,t6和t5均升高,t6的升幅較t5的升幅大;在75%負荷下,當環境溫度低于28 ℃時,t5會低于臨界溫度(70 ℃),導致系統發生低溫腐蝕;在50%負荷下,t5均低于臨界溫度,系統無法安全運行。即便在100%負荷下,系統也會在環境溫度低于24 ℃時發生低溫腐蝕。在不同負荷率下,隨著環境溫度的升高,節煤率均有所升高;而在同一環境溫度下,隨著負荷率的增加,節煤率同樣有所升高。當工況在50%～100%負荷變化時,系統節煤率在1.74～3.75 g/(kW·h)變化,系統在變工況下可以保持較高的經濟性。由此可見,經多參數優化后的系統在變工況下有較高的節煤率,但相比之下系統的安全性卻受到環境溫度和負荷的嚴重制約,其變工況特性與已有文獻的變化規律相同[21]。

3.2 運行策略研究

為提高系統的變工況性能,需通過調節系統運行參數(循環水質量流量、中溫煙氣冷卻器水質量流量以及中溫煙氣冷卻器進口水溫)的方式來對系統進行調節。本節主要探究這些調節措施對系統性能的具體影響,并依據影響規律確定系統在變工況下的具體運行策略。

3.2.1 循環水質量流量調節對系統性能的影響

提高循環水質量流量可以減小低溫煙氣冷卻器水側的溫降,可達到提高低溫煙氣冷卻器進口水溫度的目的。在煙氣余熱總量一定的條件下,通過改變中溫煙氣冷卻器的水量來降低中溫煙氣冷卻器換熱量,以提高低溫煙氣冷卻器的換熱量,從而提高低溫煙氣冷卻器的工質溫度參數。本節在環境溫度與負荷一定的條件下,探究調節循環水質量流量和中溫煙氣冷卻器的水質量流量對系統性能的影響。

圖5給出了循環水質量流量調節對系統性能的影響。由圖5可知,隨著循環水質量流量的增加,t5顯著升高。在循環水質量流量增加一倍時,t5提高了8.43 K,而t6稍有提升,僅提高了1.62 K。相應地,由于循環水質量流量提高,泵耗功提高,廠用電率提高,節煤率下降了0.19 g/(kW·h)。在中溫煙氣冷卻器水量由原來的設計值降到30%時,t5和t6均顯著提高,t5提高了6.28 K,而t6則提高了9.48 K,但節煤率的下降也同樣明顯,相比基準工況下降了0.52 g/(kW·h)。

(a) 調節循環水流量

綜合來看調節循環水質量流量可有效提高t5,對t6影響不大,也不會導致系統經濟性大幅下降,是一種較為理想的調節措施。而調節中溫煙氣冷卻器水量可有效地提高t5和t6,但由于中溫煙氣冷卻器水量的下降會使回收利用至汽輪機的余熱量減少,使系統經濟性大幅下降,并且由于對煙氣余熱回收的減少,在一些工況下低溫煙氣冷卻器出口煙溫可能會過高,不適合作為單獨的調節措施。

3.2.2 溫度調節對系統性能的影響

調節中溫煙氣冷卻器進口水溫可改變中溫煙氣冷卻器的端差,進而改變中溫煙氣冷卻器的換熱量。本小節主要探究在環境溫度和負荷一定的情況下調節中溫煙氣冷卻器進口水溫對系統性能的影響。調節時保持經過中溫煙氣冷卻器的總水質量流量不變,通過改變圖2中1號和2號管道各自的閥門開度來調控質量流量qm1和qm2之間的比例。取分流系數a(a=qm1/中溫煙氣冷卻器總水質量流量)作為中溫煙氣冷卻器進口水溫的控制指標:分流系數越大,中溫煙氣冷卻器進口水溫越低。同時,分流系數有一相應的范圍,以防止中溫煙氣冷卻器進口水溫低于70 ℃而造成低溫腐蝕。

圖6給出了溫度調節對系統性能的影響。由圖6可知,在分流系數由0增大到0.25,即中溫煙氣冷卻器進口水溫不斷降低時,t5和t6均明顯降低。t5降低了6.45 K,t6則降低了9.67 K,節煤率的下降也同樣明顯,降低了0.17 g/(kW·h)。從安全性和經濟性方面來看,調節中溫煙氣冷卻器進口水溫度是對系統性能無益的調節措施,因為中溫煙氣冷卻器進口水溫的改變極大地破壞了原有的優化配置,但考慮到需要調控余熱回收系統的出口煙溫,防止出口煙溫過高影響靜電除塵器等后續設備的運行,此措施應作為一種特殊的補充手段,如在調節中溫煙氣冷卻器水量而導致系統出口煙溫過高時,采用此措施降低系統出口煙溫。

圖6 溫度調節對系統性能的影響Fig.6 Effect of temperature regulation on system performance

3.3 綜合運行策略后系統的變工況運行效果

以提高循環水質量流量和降低中溫煙氣冷卻器水量相結合,作為多參數設計優化后系統的變工況運行調控策略,以提高系統在變工況運行時的安全性。以100%負荷下,系統在-20～ 30 ℃運行為例,綜合運行策略后系統的變工況運行效果如圖7所示。具體調控方法為:在環境溫度為9～24 ℃時,保持中溫煙氣冷卻器的水量不變,將循環水質量流量倍率從1倍逐步提高到2倍;在環境溫度為-3～9 ℃時,保持循環水質量流量的倍率為2倍,將中溫煙氣冷卻器的水量逐步降低到原來的30%。綜合該運行策略后,系統在100%負荷下的安全運行范圍從原來的24～30 ℃擴大至-3～30 ℃。通過此運行策略,顯著提高了該優化設計系統的安全運行范圍,提高了系統優化的綜合效果。

圖7 綜合運行策略后系統的變工況運行效果Fig.7 Operation effect of the system under variable working conditions after comprehensive operation strategy

4 結論

(1) 中溫煙氣冷卻器與汽輪機回熱系統最優的耦合方式為:中溫煙氣冷卻器與4號低加并聯且4號低加與1號低加進口凝結水匯合后作為中溫煙氣冷卻器進口凝結水,中溫煙氣冷卻器出口凝結水在4號低加出口處匯入主凝結水。在該耦合方式下經多參數優化所得的系統在設計工況下的節煤率為3.67 g/(kW·h),具有最高的技術經濟性。

(2) 在給定的系統設計邊界條件下對系統進行多參數優化,并對優化設計結果的變工況性能進行分析,結果表明:優化后的系統可在變工況下保持較高的運行經濟性,但系統安全性卻受到環境溫度和負荷的嚴重制約。

(3) 采用調節系統運行參數的方式來提高系統的變工況運行性能,具體調控方法為:在環境溫度為9～24 ℃時,保持中溫煙氣冷卻器的水量不變,將循環水質量流量倍率從1倍逐步提高到2倍;在環境溫度為-3～8 ℃時,保持循環水質量流量的倍率為2倍,將中溫煙氣冷卻器的水量逐步降低到原來的30%。該運行策略可使系統在100%負荷下的安全運行范圍從原來的24～30 ℃擴大至-3～30 ℃,顯著提高了該優化設計系統的變工況安全運行范圍,從而提高了系統優化的綜合效果。