某電廠3號爐為哈爾濱鍋爐廠采用美國CE公司技術設計制造的HG - 2008/18.2 - YM2型鍋爐，為國產600MW機組配套設備。鍋爐自運行投產后，一直存在空氣預熱器人口煙溫、出口風溫和主、再熱汽溫偏低等問題。其中，再熱汽溫偏低較嚴重．制粉系統干燥出力不足。在該機組進行了各項調整試驗也未能解決上述問題。本文在試驗研究和計算分析的基礎上，對上述同題的原因進行了分析，提出了相應的改造措施，富通新能源生產銷售生物質鍋爐，生物質鍋爐主要人燃燒秸稈顆粒機、木屑顆粒機、秸稈壓塊機壓制的生物質顆粒燃料。
1、改造前試驗項目測定
    本次試驗的目的：首先是查明主、再熱汽系統的熱力特性，分析受熱面設計布置的合理性；其次是從爐內方面分析引起主、再熱汽溫度偏低的原因。試驗對各受熱面（段）煙、汽工質參數進行采集測試；試驗時的燃燒器擺角、投運層數和過量空氣系數與設計工況相同；除二級右側過熱器減溫器為防止末級過熱器管壁超溫而有少量噴水外，其它噴水量為零。
    a．鍋爐實際運行煤質接近于設計校核煤質上限．b．省煤器人口煙溫偏低，給水溫度偏高；c．主、再熱汽系統阻力偏大；d.主蒸汽出口兩側溫度偏差較大；e．空氣預熱器漏風率較高。
2、問題的原因分析
2.1爐膛出口煙溫的計算確定
    爐膛出口煙溫是爐內傳熱的重要參數，可通過CE設計程序，采用省煤器出口煙溫測試值及各級受熱面的工質流量、進出口參數，從省煤器開始，按與煙氣流程相反方向反推計算，得出下爐膛出口煙溫，結果如表3所示。
    根據反推計算，試驗工況下的下爐膛出口煙溫比設計值低70℃，上爐膛出口煙溫比設計值低100℃。
2.2爐膛沾污系數
    鍋爐實際運行煤種偏離設計煤質，表現為發熱量高、灰分小、灰熔點高，而在設計時認為設計煤種為輕微結渣，爐膛沾污系數8取0. 25，不符合實際運行情況。其結果造成鍋爐在實際運行時爐膛輻射受熱面吸熱量過大，使爐膛出口煙溫降低。表4是不同爐膛沾污系數和煤質變化情況計算結果。
    爐膛沾污系數的選取主要依據灰特性、結焦指數，同時也受到鍋爐型式和燃燒方式的影響，爐膛沾污系數的改變將對鍋爐熱力參數產生嚴重影響。根據該鍋爐的設計計算，爐膛沾污系數每減小0. 05．過熱汽溫、再熱汽溫和下爐瞳出口煙溫分別下降4. 42℃、3.03℃和6.9℃。
2.3主汽系統阻力的影響
    鍋爐主、再熱汽系統阻力比設計值偏大，只有提高汽包運行壓力才能維持過熱器出口壓力達到設計值。運行壓力的提高使，工質汽化潛熱降低，爐內蒸發吸熱量減少，進而導致燃料量和煙氣量減少，使對流吸熱降低。
    另一方面，當過熱器出口壓力達到設計值時+相應上游受熱面工作壓力都超過設計值。壓力升高使蒸汽比熱值增大，在獲得相同吸熱量的情況下，溫升要降低。對于再熱器，由于高壓缸排汽參數較高，實際運行壓力比設計值要高，同樣存在上述情況。同時，根據再熱器實際出入口焓值計算，綜合考慮再熱蒸汽流量的變化，再熱器吸熱量低于設計值，說明再熱器設計布置面積不足。
    表5和表6分別是不同工作壓力及出口溫度下過熱器和再熱器吸熱量比較。
2.4熱偏差的疊加
    因四角切圓燃燒方式在爐膛頂部存在殘余煙氣旋轉氣流。對于右旋氣流，在爐膛頂部左側存在煙氣回流，相對流動阻力偏大，右側煙氣流動阻力相對較小。在殘余旋轉氣流的作用下，大部分煙氣直接從爐膛出口右側底都通過，布置在爐膛頂部右側的受熱面設有受到煙氣的充分沖刷傳熱，煙氣通過后溫度仍然較高，而布置在爐膛頂部左側的受熱面受到煙氣沖刷傳熱較充分，左側受熱面內的蒸汽溫升較高。
    煙氣通過爐膛出口后，在鍋爐水平煙道內呈現了左側煙溫低、右側煙溫高的分布形態，氣流在整個截面分布較均勻。后屏過熱器出口左右聯箱至末級過熱器人口左右聯箱間的連通管為交叉布置，設計意圖是為消除熱偏差，但實際上流經爐膛頂部左側分隔屏過熱器受熱面后溫度較高的蒸汽，經連通管后進入水平煙道的右側末級過熱器受熱面，恰好與水平煙道右側溫度較高的煙氣相遇，而煙道另一側的情況剛好相反，形成了熱偏差的再次疊加，造成了一方面一部分蒸汽不能充分吸熱，另一方面，還要投入減溫水來避免熱偏差較大的部分受熱面管壁超溫。
2.5其它影響因素
2.5.1蒸汽流量
    機組在600 MW負荷下運行時，主、再熱蒸汽實際流量比設計值增加200t/h，這是由汽輪機效率現狀決定的。根據計算，機組在MCR工況附近運行時，主、再熱蒸汽流量增加，鍋爐燃料量也會增加，其綜合作用不會使汽溫有太大變化。
2.5.2空氣預熱器漏風
    試驗數據表明，空氣預熱器漏風率很大，近20%，降低了換熱效率，而人口煙溫比設計值低20℃，使一、二次風溫度低于設計值約30℃。
2.5.3給水參數
    機組實際運行給水溫度比設計值高6-8℃，但由于煙氣溫度的降低使省煤器出口水溫并未增加，因此，其對爐內傳熱的影響僅表現在鍋爐運行壓力的提高對工質汽化潛熱的影響上。
2.6綜合分析
    造成此鍋爐空氣預熱器人口煙溫、出口風溫，以及主、再熱汽溫偏低的原因是多方面的．主要原因如下：
    a．按照實際運行煤質，鍋爐設計沾污系數選取偏大，爐膛水冷壁受熱面布置偏大，引起爐膛出口煙溫降低，使下游受熱面吸熱不足。
    b．由于煤質的變化使燃煤量降低，生成煙氣量減少，使對流換熱強度降低。
    c．系統運行壓力的變化改變了各段受熱面的吸熱比例，造成爐內工質所需蒸發熱降低，過熱熱增加，使過熱受熱面面積相對不足。同時工質蒸發熱的降低使燃料量減少，也不利于汽溫的提升。
    d，四角切圓燃燒造成的爐膛頂部煙氣殘余旋轉和過熱器后屏至末級過熱器交叉連接管所引起的熱偏差疊加使過熱器出口汽溫左右偏差增大。
    e．再熱器設計布置面積不足。
3、鍋爐改造
    綜上所述，對于運行煤質，爐膛吸熱（面積）相對過大是問題的主要原因，而通過減少爐膛水冷壁吸熱面積來提高爐膛出口煙溫勢必會引起爐內燃燒和鍋爐水動力結構等多方面問題，對系統阻力增大所采取的措施卻是有限的。經計算論證，通過調整對流受熱面的解決方案是可行的。
    根據鍋爐受熱面結構和改造空間，增加水平低溫過熱器和末級再熱器面積是提高主、再熱汽溫的有效措施，同時還應減少省煤器面積以提高空氣預熱器人口煙溫。而省煤器面積的減少降低了出口水溫，使鍋爐燃料量增加，也對提高汽溫有利。另外，為了提高一、二次風溫，還確定了空氣預熱器的改造方案。最終的改造方案如下：
    8．末級再熱器面積增加至3 566 m2，比原設計增加468 m2，同時將末級再熱器管材升級。
    b．省煤器面積減少至12886 m2，比原設計減少2 535m2。
    c．過熱器后屏至末級過熱器交叉連接管改為平行連接，同時對過熱器聯箱的6個三通進行打磨，以減少阻力。
    d．更換空氣預熱器傳熱元件，改變密封結構和傳動方式，減少漏風率。
    鍋爐實施改造后，進行了改造后的鍋爐性能試驗，以獲取改造后鍋爐運行性能的詳細數據。試驗表明，在燃用高熱值燃煤和汽輪機改造后高排溫度降低的不利情況下，鍋爐主、再熱汽溫比改造前上升了10.2℃和18.9℃，主汽熱偏差大大降坻，空氣預熱器入口煙溫達到359℃(設計值為357.1℃)．一、二次風溫分別增加6.5℃和11.85℃，發電煤耗減少2. 78g/(kW.h)，鍋爐效率因機械不完全燃燒損失和預熱器漏風減少而略有增加。
4、結束語
    我國鍋爐設計煤質與實際運行煤質普遍存在差異，原設計選取的重要參數“爐內污系數占”已不再適合于運行煤質，其結果表現為爐膛水冷壁受熱面相對過大，爐膛出口煙溫降低，對流受熱面吸熱不足。通常解決爐膛水冷壁吸熱過大可采取敷設衛燃帶，或針對本文情況增加輻射再熱器遮蓋面積等爐內措施，但實踐證明，通過調整對流受熱面來解決爐膛出口煙溫偏低使蒸汽溫度、空氣預熱器人口煙溫偏低這一問題是可行的。
    另外，通常用以消除四角切圓燃燒鍋爐過熱器熱偏差的過熱器末級連接管交叉布置措施，在600 MW機組同類型鍋爐上卻增大了熱偏差．而將交叉布置改為平行布置可較好地解決此問題。


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