在世界范围内, 燃煤电厂仍然是发电的主力电厂^[1]。燃煤锅炉由于炉内结焦以及空气预热器积灰等原因, 导致锅炉受热面传热性能降低, 排烟温度升高。在电站锅炉的各种热损失中, 排烟损失占50%以上。影响排烟损失的主要因素是排烟温度^[2], 排烟温度每下降10 K, 锅炉热效率可提高约1%^[3]。燃用烟煤或无烟煤电厂空气预热器(以下简称“空预器”)出口排烟温度为120~140 ℃, 排烟损失较大^[4-8], 对机组的安全性及经济性产生了较大的影响。因此, 深度挖掘低温省煤器节能潜力, 提高锅炉烟气余热利用率和节能收益, 以彻底解决燃煤锅炉排烟温度过高、能耗过大的问题尤为重要^[9]。另外, 锅炉烟气余热利用是火电机组节能降耗的有效手段, 既是节能领域的研究重点^[10], 也符合国家节能政策^[11]。

本文以某630 MW超临界机组为对象, 开展锅炉烟气余热利用的相关研究。锅炉为东方锅炉厂制造的DG1900/25.4-Ⅱ 1型超临界、单炉膛、平衡通风、旋流燃烧器、一次中间再热、变压本生直流炉, 主要设计参数见表 1。

锅炉制粉系统采用中速磨冷一次风机正压直吹式, 配置6台型号为HP1003的中速磨煤机。该机组汽轮机是上海汽轮机有限公司生产的一次中间再热、三缸四排汽、单轴、双背压、凝汽式汽轮机, 型号为N600-24.2/566/566。设计铭牌出力(TRL)为600.135 MW, 设计阀全开工况(VWO)出力为677.207 MW, 设计热耗率验收(THA)工况热耗率为7 545 kJ/kWh。

目前该机组运行时间较长, 经济性指标不佳。锅炉夏季实际排烟温度可达146 ℃左右, 冬季THA工况下排烟温度为124 ℃左右。机组100%THA负荷工况热耗率较设计值7 556 kJ/kWh偏高222.18 kJ/kWh; 75%THA负荷工况热耗率较满负荷工况上升约150 kJ/kWh; 50%THA负荷工况热耗率较满负荷工况上升约400 kJ/kWh。

630 MW超临界机组锅炉烟气余热利用系统采用一种低温省煤器联合暖风器的设计方案, 具体如图 1所示。在锅炉空预器出口与电除尘器入口烟道内设置低温省煤器, 空预器进口设置暖风器, 低温省煤器提取的余热用于加热凝结水及二次风。

低温省煤器进口水源分为3个部分:8^#低压加热器(以下简称“低加”)入口, 7^#低加出口, 暖风器水侧出口。

不同工况调节各部分抽取的凝结水量, 混合后低温省煤器入口水温约为75 ℃, 经过增压泵增压进入低温省煤器加热。循环水进入低温省煤器吸热后, 一部分由6^#低加出口引回回热系统, 一部分可进入暖风器加热一、二次风。暖风器回路吸热量通过调节其循环泵的转速或管道阀门开度进行控制, 并依靠调节流入的凝结水量来控制最终排烟温度。低负荷下8^#低加入口凝结水温度较低, 为了防止低温腐蚀, 通过提高7^#低加出口水混合比例, 提高低压省煤器入口水温, 保证水温不低于75 ℃。

低温省煤器安装于空预器与除尘器之间的4个水平烟道内, 采用分组设计, 低温省煤器沿烟气横向分为4组, 沿烟气流向分为前后2组, 各分组管圈可单独切除, 有利于设备检修。沿着烟气流向, 低温省煤器的总体布置采用顺列管排逆流布置。烟气依次冲刷水平布置的蛇形管束, 烟气放热后进入除尘器。

低温省煤器联合暖风器投用模式系统凝结水流程如图 2所示。凝结水分成4路分别进入低温省煤器, 同时在低温省煤器进出口端各设置1个阀门, 以便出现故障时, 分别进行检修和维护。凝结水从低温省煤器进口集箱进入, 依次流经受热面管束, 从低温省煤器出口集箱流出。由于实现了介质、烟气的逆向流动, 可大大提高传热系数。同时在进口端布置空气吹灰器, 保持受热面的清洁高效, 在低温省煤器下部的烟道布置放灰蝶阀和清洗水阀门, 以便及时排出积灰, 并在停炉检修时排出清洗污水。

当投入暖风器时, 低温省煤器出口的凝结水引出一部分进入二次风暖风器, 用于加热二次风。从二次风暖风器出来的凝结水与8^#低加入口和7^#低加出口的水混合后, 进入增压水泵增压后再次进入低压省煤器加热。

凝结水的引出口和接入口的选择, 以不影响现有回热加热系统的正常运行为前提。根据实际运行状态进行技术经济比较和详细的计算后, 可确定凝结水的取水和回水的位置。

根据630 MW超临界机组额定工况热平衡分析计算相关热力参数。经计算, 凝结水经过凝结水泵后温度为35.36 ℃, 经过8^#低加后温度为51.09 ℃, 经过7^#低加后温度为80.88 ℃, 经过6^#低加后温度为100 ℃, 经过5^#低加后温度为137.9 ℃, 然后进入除氧器。

本系统从8^#低加入口和7^#低加出口的合适部位分别引出部分凝结水(设计工况需引水700 t/h), 混合进入低温省煤器, 凝结水水温升高至约120 ℃。加热后的凝结水分成两路, 一路去暖风器加热二次风, 另一路返回到6^#低加。进水温度根据机组负荷及季节情况由调节阀进行调节。

采用燃用实际煤种, 在设计工况下, 总烟气标准流量为1 954 143 m³/h, 加装二次风暖风器后, 冷风二次温度由21 ℃加热至56 ℃。按低温省煤器入口烟温153 ℃, 出口烟温104 ℃(计算酸露点温度为99 ℃)计算, 低温省煤器、暖风器的具体设计参数分别如表 2和表 3所示。

对实际机组锅炉烟气进行余热利用改造时, 通常需要同时考虑方案的热经济和技术经济指标^[12-14], 有时也需要判断方案的污染治理效果, 但对余热利用系统的技术经济性, 最为普遍的计算分析方法是理论计算。在设计工况下, 从3个方面测算低温省煤器联合暖风器系统投用后的实际余热利用效果^[15-17]。

安装暖风器后, 锅炉热二次风风温升高4~5 K, 相当于排烟温度降低3~4 K。按照锅炉热平衡计算, 锅炉效率约提高0.2%, 锅炉效率提高煤耗变化量的计算公式如下

$\Delta B=\Delta \eta_{\mathrm{gl}} \cdot B$

(1)

式中:ΔB——锅炉效率提高煤耗变化量, g/kWh;

Δη_gl——锅炉效率提高量;

B——机组发电煤耗, g/kWh。

由式(1)计算, 机组发电煤耗为295 g/kWh, 对应降低发电煤耗约0.6 g/ kWh。

采用本文的余热利用方案后, 可以排挤5^#, 6^#, 7^#, 8^#低加回热抽汽, 增加蒸汽在汽轮机内的做功。由等效焓降法的计算方法可知^[18-20], 当回热抽汽被排挤时, 做功量和汽轮机热效率的增加量计算公式如下

$\Delta H_{j}=\Delta D_{j} \cdot q_{j} \cdot \eta_{j}$

(2)

$\Delta \eta_{i}=\frac{\eta_{i}^{\prime}-\eta_{i}}{\eta_{i}}=\frac{H+\sum \Delta H_{j}}{H}$

(3)

式中:ΔH_j——第j级回热抽汽被排挤后增加的做功量, kW;

ΔD_j——第j级回热抽汽被排挤的蒸汽量, kg/s;

q_j——第j级回热抽汽在加热器中的放热量, kJ/kg;

η_j——第j级回热抽汽效率;

Δη_i——汽轮机热效率的相对增加量;

η'_i——有余热利用时汽轮机热效率;

η_i——无余热利用时汽轮机热效率;

H——1 kg新蒸汽实际焓降, kJ/kg。

在设计工况下, 采用余热利用后, 由式(2)可得机组排挤低加增加的做功量。结果代入式(3)可得余热回收后汽轮机的热效率增加至47.71%, 可降低发电煤耗1.93 g/kWh。等效焓降法冷凝水节能量计算数据如表 4所示。

低温省煤器投用后将增加烟气侧系统阻力, 带来引风机电耗的增加。投用暖风器后, 同样将增加送风机功耗, 但烟气流量因烟温降低而略有减小。另外, 增压水泵的运行也会带来部分电耗, 风机轴功率P₁和水泵功率P₂的计算公式如下

$ P_{1}=\frac{Q p g}{3600000 \eta_{\mathrm{r}} \eta_{\mathrm{b}}} $

(4)

$ P_{2}=\frac{Q \mathrm{Hg}}{3600 \eta_{,} \eta_{k}} $

(5)

式中:Q——风机或水泵流量, m³/h;

p——风机全压, kg/m²;

g——重力加速度, m/s²;

η_r——风机或水泵传动装置效率;

η_b——风机或水泵效率;

H——水泵扬程, m。

根据式(4)和式(5), 计算系统的电耗情况, 结果如表 5所示。

采用低温省煤器联合暖风器烟气余热利用方案, 用回收的排烟热量加热凝结水及二次风, 能够有效降低汽轮机热耗, 提高锅炉效率, 具有良好的经济性。根据上述分析计算可知, 系统投用后将降低发电煤耗约2.424 g/kWh。

燃煤锅炉排烟温度高, 烟气量大, 对机组的安全性及经济性都会产生很大的影响。为了降低锅炉排烟温度, 提高能源利用率, 深度回收锅炉烟气余热是一种有效解决问题的方法。针对具有代表性的630 MW超临界燃煤机组, 计算结果证明, 采用低温省煤器联合暖风器烟气余热利用系统的设计方案, 能够显著降低锅炉排烟温度, 增强机组运行安全经济性, 具有良好的节能降耗效果。