0、前言
    國產12 5MW和200MW機組均為60年代末、70年代初設計的早期產品。機組所配的鍋爐分別為420(400)t/h和670t/h中間再熱、超高壓、自然循環汽包爐。這些機組許多已服役20—30年，對我國電力工業作出了巨大貢獻。由于當時技術條件的限制，當時設計的這些鍋爐存在著不少問題。隨著電力工業的發展，這些鍋爐所存在的問題顯得越來越突出，似乎已經不能適應社會主義市場經濟的需要，因此應進行較完善的技術改造，甚至可能要進行綜合性的徹底技術改造。
本文就這些鍋爐存在的問題及其現代化改造提供一些看法，富通新能源銷售生物質鍋爐，生物質鍋爐主要燃燒木屑顆粒機壓制的生物質顆粒燃料。
1、125MW和200MW汽包爐存在問題及分析
2.1存在問題
    12 5MW和200MW汽包爐不同程度地普遍存在如下問題：
    ( 1)排煙溫度比設計值高。一般高于設計值15~ 20℃，有的超過30℃。
    (2)一次（過熱）汽溫和（或）二次（再熱）汽溫偏低或減溫噴水量明顯低于設計值。
    (3)再熱汽溫調節性能差，煙道檔板在運行中基本不能用于再熱汽溫的調節。
    (4) 200MW汽包爐高溫再熱器管壁超溫現象較普遍，甚至在汽溫未達額定值時也存在超溫現象。有些670t/h鍋爐的高溫過熱器和高溫再熱器，同時存在管壁超溫狀況。
    (5)早期生產的回轉式空氣預熱器漏風和堵灰嚴重，致使排煙溫度很高，熱風溫度偏低，還使鍋爐難于合理進行配風，造成機械不完全燃燒和排煙熱損失較大，鍋爐效率顯著低于設計值，有的鍋爐效率只有85%左右，比設計值低4N5%。
2.2存在問題的分析
2.2.1排煙溫度偏高問題
    12 5MW和200MW汽包爐是60、70年代設計的，鍋爐熱力計算依據的是前蘇聯1957年的熱力計算標準方法。該方法高估了爐膛、前屏和后屏的吸熱量，導致爐膛出口、后屏和高溫對流受熱面區域的實際煙溫比鍋爐廠的計算值高出很多。實際煙溫與計算煙溫的差別雖然沿著煙氣行程逐漸減小，但一直延續到鍋爐出口。因此，按該方法計算的鍋爐排煙溫度一般都比實際值低15—20℃。
    對某些帶回轉式空氣預熱器的鍋爐，實際排煙溫度比設計值高出30~40℃，除計算方法問題外，還有嚴重漏風（使傳熱溫差下降）和堵灰（使傳熱系數降低）的原因，這些鍋爐的熱風溫度也相應地比設計值低40~50℃。
2.2.2汽溫偏低問題
    對于這些鍋爐，即使是同時出現過熱汽溫偏低和再熱汽溫偏低現象，其產生原因是不同的，過熱汽溫偏低是設計所依據的計算方法多估計了前屏和后屏的吸熱量造成的，而再熱汽溫偏低一般是設計時分隔煙道的煙氣流量分配值與實際值有偏差和煙道擋板不可調產生的。
    前蘇聯1957年熱力計算標準方法高估了前屏和后屏的吸熱量，當鍋爐設計時，前屏和后屏的受熱面布置較多且不設置低溫對流過熱器時，其所高估的吸熱量不能被高溫對流過熱器所低估的吸熱量抵消，運行中過熱汽溫就達不到額定值，若鍋爐設計時前、后屏布置的受熱面不多還需在對流下降豎井中設置低溫對流過熱器時，設計所高估的前、后屏吸熱量可以被高溫對流過熱器和低溫對流過熱器所少估的吸熱量大致抵消，運行中過熱汽溫可達設計值或偏離不大。
    再熱汽溫偏低的現象在具有分隔煙道的125MW汽包爐中比較突出，這種鍋爐的典型布置是在對流下降豎井的平行煙道內分別布置旁路省煤器（相應的煙道稱旁路煙道）和低溫再熱器（稱主煙道）。靠爐前的為旁路煙道，主煙道靠爐后，設計時進入這兩個煙道的煙氣流量大致按煙道深度的尺寸比例選取，但是在煙道檔板不可調的情況下，平行兩個煙道的煙氣流量應由兩個煙道內受熱面的煙氣流動阻力的相互關系確定，阻力越大，則煙氣流量越小。縱觀許多帶分隔煙道的125MW汽包爐，旁路煙道內所布置的省煤器排數很少，而主煙道內低溫再熱器所布置的管子排數很多，兩者阻力系數相差很大。如果按煙道深度尺寸的比例選取進入各煙道的煙氣流量，將必產生流經主煙道的實際煙氣量明顯地低于鍋爐廠的設計值，因而造成低溫再熱器吸熱量不足，汽溫偏低的后果。
2.2.3過熱器和再熱器管壁超溫問題
    過熱器和再熱器管壁超溫主要發生在200MW汽包爐的高溫對流過熱器和高溫再熱器上。高溫再熱器管壁超溫在各鍋爐廠生產的670t/h鍋爐中存在比較普遍。高溫對流過熱器的超溫則發生在某些鍋爐廠的產品上。有些鍋爐連后屏也存在管壁超溫現象。管壁超溫甚至在汽溫未達到額定值(540℃)的情況下產生。
    關于200MW汽包爐過熱器和再熱器嚴重超溫問題，經分析研究可歸結為如下幾個原因。
    (1)鍋爐所依據的熱力計算方法有缺陷，導致高溫受熱面（后屏、高溫過熱器、高溫再熱器）的計算煙溫嚴重偏低。實際上，這些高溫受熱面所在區域的煙溫要比制造廠提供的數據高很多。關于這一點在下面列舉的某些實際例子中還要作進一步說明。
    (2) 60、70年代鍋爐廠在鍋爐設計中對過熱器和再熱器的壁溫進行計算時，普遍未考慮流量不均問題，吸熱不均問題也考慮不全面，而670t/h汽包爐的過熱器和再熱器恰恰存在較嚴重的流量不均問題。90年代有些鍋爐廠在進行壁溫計算時，對流量不均雖也進行了分析，但并未能全面準確地反映高溫受熱面的流量不均勻性，當嚴重的流量不均與吸熱不均相互疊加時，對高溫受熱面將帶來嚴重的危害。
    (3) 670t／h汽包爐的高溫過熱器和高溫
再熱器前、后都有空間較大、溫度很高的煙氣容積。煙氣容積的熱輻射又同時主要落在管屏（管圈）的同一排管子上，容積輻射的一半或更多的熱量被面向煙氣空間的管排所吸收，造成暴露在高溫煙氣容積輻射的管子發生嚴重的超溫現象，而制造廠在壁溫計算時對高溫煙氣容積輻射往往未作全面計算。
3、幾個典型例子
3.1某420t/h汽包爐
    這臺原配回轉式空氣預熱器的420t/h汽包爐，其過熱器由爐頂管、包復管、前屏、后屏和高溫對流過熱器組成，無低溫對流過熱器。再熱器由高、低溫級組成。高溫再熱器布置在高溫對流過熱器后的水平煙道內。低溫再熱器與旁路省煤器采取125MW機組鍋爐的典型布置方式，即平行地布置在下行對流豎井內以分隔墻分開的兩個煙道中。
    該鍋爐的設計參數和運行數據見表1，由于回轉式空氣預熱器漏風和堵灰嚴重，鍋爐排煙溫度比設計值高出30—40℃。有時達45℃，熱風溫度比設計值低40—50℃，鍋爐運行效率一般為84~85%。此外，過熱汽溫和再熱汽溫分別比設計值約低10℃和20℃左右。
    鍋爐于1994~1995年進行改造，將回轉式空氣預熱器取消，代之以螺旋槽管式空氣預熱器，改造后排煙溫度降低到150℃~160℃，鍋爐效率提高了3個百分點。
    改造后由于燃料量減少，過熱汽溫和再熱汽溫進一步降低。
3.2某670t／h汽包爐
    該鍋爐采用兩級管式空氣預熱器，原設計單級省煤器布置在兩級空氣預熱器之間。過熱器由爐頂管、包復管，前屏、后屏和高溫對流過熱器組成，無低溫對流過熱器。再熱器由高、低溫級組成。順流傳熱方式的高溫再熱器布置在水平煙道高溫對流過熱器之后，低溫再熱器布置在轉向室下方的對流豎井中，不設分隔煙道。
    根據制造廠按電廠實用煤種對鍋爐所作的熱力校核計算數據，鍋爐排煙溫度θpy= 148℃，熱風溫度，在額定負荷下過熱器兩級噴水量應達25 t/h，高溫再熱器出口煙溫為612℃。
    鍋爐的實際運行數據則是a py =160~ 165℃，，過熱器在兩級減溫器無噴水的情況下，汽溫只能達到535~538℃，電廠為降低鍋爐排煙溫度，對其中一臺鍋爐在高溫空氣預熱器前加裝了一級省煤器，才使排煙溫度降低到設計值。
    鍋爐投入運行3年時間后發現高溫再熱器靠煙道中部的最末一排管子（出口管段）的背流面（即管子面向高溫再熱器后煙氣空間的部位）有大量氧化腐蝕開裂脫落層，腐蝕產物成分分析診斷為高溫氧化性腐蝕，腐蝕范圍很大。管壁厚度檢查發現，有些管子的壁厚已從原來的3.5mm減薄到2.1~2.5mm。運行記錄檢查發現，該鍋爐從投運以來，高溫再熱器出口管段的壁溫指示值就嚴重超標，額定負荷時煙道中部區域出口管段的壁溫（測點裝在頂棚上部，即爐外）一直處在600~ 620℃以上，有時高達630—640℃。
    高溫再熱器出口管段采用鋼研102管材，在介質溫度為540℃時應能承受溫度為612℃煙氣的加熱不致于發生高溫氧化腐蝕，實際上從高溫再熱器所發生的嚴重氧化腐蝕和爐外壁溫指示值分析，高溫再熱器出口煙溫遠高于612℃。
    為了查明鍋爐存在問題的根源，對鍋爐進行了較切合實際的全面熱力計算和壁溫計算。計算結果，高溫再熱器出口煙溫為680℃，排煙溫度θpy= 160℃，熱風溫度t=398℃，后兩個數值與鍋爐運行值十分吻合，由此判斷，高溫再熱器出口煙溫遠比612℃要高，因而采用T91管材進行了更換。
3.3帶分隔煙道的670t／h鍋爐
    該型鍋爐的過熱器由爐頂管、包復管、前屏、后屏、高溫對流過熱器和低溫對流過熱器組成。再熱器由高溫級和低溫級組成，高溫再熱器布置于水平煙道高溫對流過熱器之后，低溫再熱器與低溫對流過熱器布置于對流豎井的兩個平行煙道內，由分隔墻分開。
    據某電廠報導，該型鍋爐的后屏、高溫對流過熱器和高溫再熱器管壁超溫嚴重。尤其是高溫對流過熱器和高溫再熱器，在機組投運約3萬小時后頻繁地發生超溫爆管現象。
    制造廠在鍋爐設計時對這些高溫受熱面都進行了壁溫計算并據此選擇管材。例如，后屏和高溫過熱器管子采用鋼研102材料，高溫再熱器管子內圈采用鋼研102，外圈采用lCr18Ni9Ti，但根據本文2.2.3節所述的原因，制造廠提供的壁溫計算值并未反映出鍋爐的實際情況，超溫爆管現象經常發生。
3.4某420t／h鍋爐
    該型鍋爐按無煙煤設計，空氣預熱器采用兩級管式預熱器，主省煤器布置在兩級空氣預熱器之間，鍋爐的過熱器系統，再熱器系統以及對流豎井分隔煙道的布置方式與50415型相同。
    鍋爐有關設計參數如下：θpy= 135℃，f，k=400℃，一、二次汽溫均為540℃(出力D= 420t/h)，額定負荷時一次汽還要噴入約llt/h減溫水。
    鍋爐實際運行參數偏離設計值較多θpy=155~160℃，平均熱風溫度trk= 430℃，局部熱風溫度達460一470℃，部分高溫空氣預熱器管子處于發紅狀態，一、二次汽溫均達不到額定值，處于520~530℃的水平，過熱器減溫水量基本上為零。
    有關排煙溫度和一、二次汽溫的計算值與電廠運行實際值不符的問題，上文已經作了說明。熱風溫度偏差問題也與計算不準有關。按前蘇聯計算方法，鍋爐對流受熱面的實際煙溫比計算值要高，對于該鍋爐，進入高溫空氣預熱器的煙溫大約比設計值高30—35℃，因此實際熱風溫度也相應比設計值高。
    對于12SMW汽包爐對流豎井為分隔煙道的典型布置，煙氣在離開轉向室后分兩股進入分隔煙道，進入旁路煙道的煙溫較高，進入主煙道的煙溫較低：此外，在旁路煙道內，旁路省煤器管子的排數一般較少，而主煙道內低溫再熱器的受熱面積很大，因而造成煙氣在這兩個煙道的出口處仍保持著較大的溫差。經計算對50419型鍋爐這個溫差大約為70℃，所以，該型鍋爐除平均熱風溫度過高外，還發生旁路煙道下方局部熱風溫度很高(460~470℃)的狀況。這對空氣預熱器的長期運行顯然十分不利。
4、改造建議
    上面列舉的幾個典型例子說明，對125MW和200MW汽包爐應根據正確的設計計算進行綜合性徹底改造，這不僅是由于這些鍋爐本體存在諸多問題，從節能和環保的角度出發，鍋爐長期
處于150~160℃的排煙溫度，85~88%的鍋爐效率，偏低的一、二次汽溫下運行是不能適應新時代要求的。現代大型電站鍋爐的鍋爐效率都已經達到了92~93%，排煙溫度降低到1 30℃左右，對節能和減少污染物排放量都處于有利的地位。
    因此，對12 5MW和200MW汽包爐的現代化改造提出如下建議：
    (1)排煙溫度按130一140℃，鍋爐效率按不低于90~ 91%考慮改造方案。在降低排煙溫度方面，國內外已有較成熟的經驗和技術，當空氣預熱器和省煤器同時采用強化傳熱式受熱面時，在不改變原來受熱面空間尺寸的情況下，可以將排煙溫度降低到130一140℃。
    (2)對過熱器和再熱器進行改造，使一、二次汽溫達到設計的額定值，并使過熱器在額定負荷時有一定減溫噴水量，以適應調峰運行負荷變化時維持過熱汽溫。為使鍋爐適應調峰運行，燃燒器可能也要進行改造。
    從這些鍋爐的具體結構分析，適當增加過熱器和再熱器的受熱面積以提高汽溫的改造是可以實現的。
    (3)在過熱器和再熱器改造時應解決管壁超溫問題，因此，要求在改造方案中對壁溫進行詳細計算，特別注意對熱偏差問題，包括吸熱不均、流量不均、煙氣空間輻射等進行詳細計算分析，才能保證改造后不發生管壁超溫問題。
    (4)對堵灰和漏風嚴重的回轉式空氣預熱器，用螺旋槽管進行改造，從根本上解決預熱器不良，嚴重影響鍋爐性能的問題。
     (5)對改造方案應作切合實際的熱力計算，改造方案的擬定應發揮電廠、制造廠、研究單位和高校的各自優勢，共同配合，以保證改造達到預期效果。
    富通新能源銷售生物質鍋爐，同時我們也銷售木屑顆粒機壓制的木屑生物質顆粒燃料。