某660MW機組暖風(fēng)器改造方案淺析

薛方明，蘇靖程，劉秀如，孫漪清

(華電電力科學(xué)研究院有限公司北京分院，北京 100160)

南方某電廠建設(shè)有2×660 MW級超超臨界燃煤發(fā)電機組，同步建設(shè)煙氣脫硫、脫硝設(shè)施，兩臺機組已于2015年底相繼投產(chǎn)，目前基本運行良好。兩臺鍋爐為超超臨界參數(shù)變壓運行直流爐、單爐膛、一次再熱、平衡通風(fēng)、固態(tài)排渣、全鋼構(gòu)架、全懸吊結(jié)構(gòu)；鍋爐采用露天封閉、П型布置；鍋爐制造廠家為上海鍋爐廠有限責(zé)任公司。本工程鍋爐配備兩臺三分倉式回轉(zhuǎn)式空氣預(yù)熱器。空氣預(yù)熱器主軸垂直布置，煙氣和空氣以逆流方式換熱；原有空氣預(yù)熱器進風(fēng)加熱方式采用熱風(fēng)再循環(huán)系統(tǒng)?？疹A(yù)器旋轉(zhuǎn)方向為煙氣側(cè)，至二次風(fēng)，至一次風(fēng)，至煙氣側(cè)。在實際運行過程中，因熱二次風(fēng)粉塵含量較大，對回轉(zhuǎn)式空預(yù)器換熱面沖刷嚴(yán)重，運行中出現(xiàn)回轉(zhuǎn)式空預(yù)器冷端換熱面積鹽和積灰的問題。經(jīng)過運行一次風(fēng)機、送風(fēng)機葉片磨損非常嚴(yán)重，已將葉片上的耐磨片磨穿，需返廠進行處理。因此本方案擬采用在空預(yù)器進口增加一風(fēng)機、送風(fēng)機(二次)暖風(fēng)器，將空預(yù)器入口風(fēng)溫提高，替代原有的熱風(fēng)再循環(huán)系統(tǒng)，并就此進行可行性方案探討。

1 設(shè)計邊界條件確定及計算

1.1 原始計算條件

電廠現(xiàn)有燃煤的含硫量均小于1.0%，若技改后可，風(fēng)溫提高，可改燃用高硫煤以降低燃料成本，沖抵本次改造的投資及運行費用。故原始計算條件按照燃煤采用Sy=1.5%來計算，并以此確定暖風(fēng)器溫升[1-2]。

1.2 一次風(fēng)機、送風(fēng)機出口暖風(fēng)器溫升及功率核算

SCR法煙氣脫硝的實際運行過程中，因為保證氮氧化物達標(biāo)排放，氨逃逸的問題不可避免。燃煤中硫分，燃燒之后產(chǎn)生SO3并與煙氣中的水蒸氣混合形成硫酸蒸汽，因為煙氣中SO3含量遠大于氨氣含量，氨與硫酸蒸汽在一定的溫度下反應(yīng)生成硫酸氫銨[3-4]。因硫酸氫銨在一定溫度區(qū)間內(nèi)生成，當(dāng)含有硫酸蒸汽和氨的煙氣在空預(yù)器的冷端極易沉積產(chǎn)生硫酸氫銨積鹽的問題。因硫酸氫銨具有粘稠狀的物理特性，常規(guī)的蒸汽吹掃很難清除空預(yù)器上的硫酸氫銨積鹽。最終由于堵塞導(dǎo)致空預(yù)器的運行阻力增加，增加一次風(fēng)機，引風(fēng)機，送風(fēng)機能耗，并影響鍋爐帶負(fù)荷，產(chǎn)生爐膛負(fù)壓波動等問題。

燃料含水以及燃料燃燒過程中產(chǎn)生的水蒸汽，是鍋爐排煙中水蒸汽的主要來源。當(dāng)換熱面溫度低于煙氣的露點溫度(45～65℃)時，水蒸汽在換熱面上凝結(jié)，對換熱器產(chǎn)生腐蝕，且凝結(jié)水捕集煙氣中的灰粒，導(dǎo)致尾部換熱器出現(xiàn)結(jié)垢性積灰。此外，由于燃料中含有硫份，燃燒過程中產(chǎn)生SO3，SO3與水蒸汽結(jié)合生成H2SO4蒸汽，導(dǎo)致煙氣露點溫度升高，對設(shè)備的腐蝕性增加，硫酸蒸汽凝結(jié)捕集飛灰及氨氣導(dǎo)致積鹽積灰問題。因此換熱設(shè)備壁面溫度低于煙氣酸露點溫度，是產(chǎn)生低溫腐蝕和低溫積灰積鹽的根本原因。在實際的生產(chǎn)過程當(dāng)中，硫酸氫銨積鹽直接與氨逃逸量和燃煤硫分正相關(guān)。硫酸氫銨的熔點溫度在147℃，當(dāng)空預(yù)器的金屬壁溫低于該溫度時，硫酸氫銨蒸汽會在空預(yù)器表面沉積形成積鹽。目前電廠現(xiàn)有燃用煤種含硫量基本小于1.0%，為降低生產(chǎn)成本，在增加暖風(fēng)器設(shè)備，提高一次風(fēng)機、送風(fēng)機的出口風(fēng)溫后，可改為燃用含硫量為1.5%的燃煤。根據(jù)《鍋爐機組熱力計算標(biāo)準(zhǔn)方法》煙氣露點計算公式可計算出燃煤鍋爐含硫1.5%情況下，含水率10%的情況下，煙氣露點溫度為150℃，即暖風(fēng)器的設(shè)計冷端綜合溫度應(yīng)為150℃，設(shè)計要求鍋爐的排煙溫度(暖風(fēng)器出口排煙溫度)與環(huán)境溫度(風(fēng)溫)之和應(yīng)高于冷端綜合溫度。冬季該地區(qū)最低月份平均氣溫5℃計算，鍋爐的排煙溫度在125℃，計算得到目前鍋爐排煙溫度與環(huán)境溫度之和為130℃低于煙氣的冷端綜合溫度?？疹A(yù)器出口的排煙溫度與環(huán)境溫度之和低于含硫1.5%含硫煙氣的冷端綜合150℃，導(dǎo)致硫酸在空預(yù)器冷端凝結(jié)產(chǎn)生酸露點腐蝕，并且與煙氣中逃逸的氨形成硫酸氫銨結(jié)晶，導(dǎo)致冷端空預(yù)器發(fā)生嚴(yán)重積鹽和腐蝕的問題發(fā)生。

為解決空預(yù)器的積鹽和腐蝕問題，應(yīng)將鍋爐空預(yù)器尾部的冷端綜合溫度提高比150℃高10～15℃。通過提高排煙溫度或者是提高回轉(zhuǎn)式空預(yù)器入口冷風(fēng)溫度，均可以使排煙溫度與入口風(fēng)溫之和大于冷端綜合溫度。根據(jù)冬季空預(yù)器最低出口溫度為125℃計算，按照冷端綜合溫度應(yīng)比計算冷端綜合溫度150℃高10～15℃設(shè)計，則暖風(fēng)器入口風(fēng)溫需大于35℃(150+10-125=35)，即空預(yù)器入口煙氣溫度應(yīng)在35～40℃，按照空預(yù)器入口煙氣溫度40℃計算，暖風(fēng)器的設(shè)計溫升應(yīng)確定為35℃，可保證在冬季情況下設(shè)備不發(fā)生腐蝕和積鹽的問題。35℃溫升確定了暖風(fēng)器總換熱功率為23400 kW。

2 熱源比較

2.1 熱源對比

暖風(fēng)器通常有熱水加熱或蒸汽加熱作為熱源，熱水加熱的水量較大，設(shè)備換熱面積較大，系統(tǒng)阻力較大，但不需考慮疏水系統(tǒng)，且能耗較低；蒸汽加熱通常采用電廠輔助蒸汽作為汽源，設(shè)備換熱面積較小，設(shè)備體積較小，系統(tǒng)阻力較小，但需要增加疏水系統(tǒng)。以下就兩種熱源提出具體方案比較。

2.2 采用氣水換熱

2.2.1 采用低低溫省煤器出口熱水做熱源

該鍋爐發(fā)電機組尾部，在每臺電除塵器進口煙道上配置有4臺低溫省煤器作為余熱回收裝置，采用凝結(jié)水回收煙氣余熱，其中凝結(jié)水從7#低加出口凝結(jié)水管道引至電除塵器進口煙道前低溫省煤器后，再接入6#低加進口，降低電除塵器進口煙氣溫度至95℃，以提高電除塵器的除塵效率。低溫省煤器出口熱水溫度為98～100℃，若采用低溫省煤器出口熱水作為暖風(fēng)器熱源，與冷一次風(fēng)和冷二次風(fēng)進行交換，按暖風(fēng)器進口水溫98℃，暖風(fēng)器出口水溫65℃計算，暖風(fēng)器與熱水的換熱溫壓為48℃，按冷風(fēng)溫度5℃計算，提高風(fēng)溫35℃，即一、二次風(fēng)機出口風(fēng)溫40℃，單臺機組最大需熱水流量550 t/h。現(xiàn)有鍋爐尾部低溫省器進出口煙氣溫降按30℃計算，低低溫省煤器可提供的最大熱水流量為550 t/h，但由于電廠實際運行情況低溫省煤器的熱水流量通常為220～300 t/h左右，最大才有550 t/h，尤其在冬季更加如此，無法達到最大熱水量，由于換熱水量不足，不能滿足冬季5℃以下的要求，則此方案實施性不強。

此方案的優(yōu)點，低低溫省煤器位于主廠房尾部，低低溫電除塵器的入口，距離送風(fēng)機、一次風(fēng)機很近，換熱的熱水管道可從低溫省煤器進出口凝結(jié)水管就近接入，缺點是換熱水量有限，系統(tǒng)可調(diào)節(jié)性不強。此方案消耗的熱能由6號低加加熱補回，即相當(dāng)于消耗的是6級低壓抽汽。

2.2.2 采用6號低加出口凝結(jié)水做熱源

采用6號低加出口的凝結(jié)水作為熱源，正常額定工況下，其水溫為125.6℃，加熱水從凝結(jié)水母管為Φ457×19上引出，送至一次風(fēng)和送風(fēng)機出口換熱后，回至6號低加進口凝結(jié)水母管，母管管徑也為Φ457×19，回水溫度為70℃。管道需從汽機房除氧間低加加熱器布置層送至鍋爐房尾部，管道稍長。此方案換熱熱源品味較高，換熱面積，設(shè)備體積較方案一小，單臺機組暖風(fēng)器熱水循環(huán)量為375 t/h，較方案一小。母管凝結(jié)水量足夠，系統(tǒng)可調(diào)節(jié)性強。能滿足冬季極端溫度下的換熱要求。此方案消耗的熱能由6號低加加熱補回，即相當(dāng)于消耗的是6級低壓抽汽。

2.2.3 采用7號低加出口凝結(jié)水做熱源

采用7號低加出口的凝結(jié)水作為熱源，正常額定工況下，其水溫為71.5℃，回水溫度為50℃；加熱水從凝結(jié)水母管為Φ457×19上引出，送至一次風(fēng)和送風(fēng)機出口換熱后，回至7號低加進口凝結(jié)水母管。管道需從汽機房除氧間低加加熱器布置層送至鍋爐房尾部，管道稍長，系統(tǒng)可調(diào)節(jié)性強。對電廠熱效率影響最小，系統(tǒng)經(jīng)濟損失最小。但設(shè)備體積龐大，換熱面積最大，投資最大。此方案消耗的熱能由7號低加加熱補回，即相當(dāng)于消耗的是7級低壓抽汽。系統(tǒng)損失能耗最低。

2.2.4 采用7號低加出口至低省入口凝結(jié)水母管做熱源

采用7號低加出口的凝結(jié)水至低省的入口母管作為熱源，正常額定工況下，其水溫為71.5℃，回水溫度為45℃，加熱水從凝結(jié)水母管為Φ457×19上引出，送至一次風(fēng)和送風(fēng)機出口換熱后，回至低省回6號低加進口的凝結(jié)水母管。引管采用低溫省煤器現(xiàn)有旁路管道，在低溫省煤器端再新增DN400的旁路母管，分別接入新增暖風(fēng)器，加熱系統(tǒng)與現(xiàn)有低省系統(tǒng)并聯(lián)。該方案設(shè)備體積龐大，換熱面積同方案三，但可利用現(xiàn)有凝結(jié)水管道的壓差，不需要增加循環(huán)泵，可節(jié)省汽機至鍋爐尾部的旁通管路的投資，不需要在汽機側(cè)新增給水旁路開口，較方案三有經(jīng)濟優(yōu)勢。此方案消耗的熱能由6號低加加熱補回，即相當(dāng)于消耗的是6級低壓抽汽。

2.3 采用氣汽換熱

2.3.1 采用引風(fēng)機背壓排汽做汽源

該電廠的輔助蒸汽為4級抽汽(1.36 MPa，397℃)，4級抽汽供汽至鍋爐給水泵汽輪機及除氧器、廠區(qū)用汽，引風(fēng)機汽輪機進汽是由鍋爐低溫再熱器出口(5.63 MPa/512℃)提供,小汽輪機型號為B3.8～5.3/1.3，汽輪機排汽參數(shù)為1.3 MPa，350℃，目前在周邊熱負(fù)荷不足的情況下，排汽由Φ425×10的管道送至輔汽聯(lián)箱，預(yù)留有對外供熱的接口。暖風(fēng)器加熱蒸汽可以輔汽聯(lián)箱的抽汽和引風(fēng)機汽輪機背壓排汽作為汽源，可直接從引風(fēng)機背壓排汽管道與輔汽聯(lián)箱之間的連接管道引出加熱汽源，此管道距離一次風(fēng)機和送風(fēng)機出口的位置較近。

其蒸汽參數(shù)為350℃、1.3 MPa，此蒸汽作為熱源，提高一次風(fēng)和二次風(fēng)的空預(yù)器入口風(fēng)溫。單臺機組引風(fēng)機汽輪機額定蒸汽排汽流量為58 t/h，可以滿足暖風(fēng)器的換熱要求。但蒸汽品味較高，價值較大，在對外供熱需求旺盛的情況下，此方案經(jīng)濟損失較大。

進暖風(fēng)器之前的蒸汽壓力按1.3 MPa，暖風(fēng)器出口疏水溫度按95℃計算，蒸汽暖風(fēng)器蒸汽與空氣的換熱溫壓為105℃。此方案熱源管道管徑為Φ426×10距離一次風(fēng)機、送風(fēng)機位置較近，設(shè)備體積最小，需考慮換熱后的疏水系統(tǒng)，換熱后的疏水經(jīng)疏水箱收集后用疏水泵打至除氧器。此方案消耗的熱能是4級低壓抽汽，熱能品味最高。

2.3.2 采用6級低壓抽汽做汽源

該電廠的汽輪機具有八級調(diào)整抽汽。其中六級抽汽供給6號低壓加熱器。其蒸汽參數(shù)為0.25 MPa，溫度為198℃。母管管徑為Φ820×12，管道需從汽機房除氧間低加加熱器布置層送至鍋爐房尾部，管道較長。設(shè)備體積相對方案四較大，對系統(tǒng)的影響較小，投資較大。

3 方案比選

(1)方案五采用汽動引風(fēng)機排汽作為暖風(fēng)器熱源，排汽管道接近暖風(fēng)器的安裝位置，新增蒸汽主管道最短。熱源的溫度較高，暖風(fēng)器的換熱面積最小，重量最輕，項目的前期投入較小。但因采用的蒸汽等級較高，項目運行的成本最高。因設(shè)備體積小可以采用可旋式結(jié)構(gòu)，在暖風(fēng)器不需要投運的時候，暖風(fēng)器可通過旋轉(zhuǎn)執(zhí)行結(jié)構(gòu)旋轉(zhuǎn)到與煙道平行的位置，減少暖風(fēng)器帶來的阻力增加的問題。

(2)方案二采用低溫省煤器出口熱水、采用6#低加抽汽和6#低加抽汽出口的凝結(jié)水，替代的均為同一等級的蒸汽，設(shè)備投資適中，設(shè)備運行費用適中。

(3)方案一：低低溫省煤器安裝位置在鍋爐除塵器前的尾部煙道，低省熱水出口位置與暖風(fēng)器安裝位置較近，主給水管路較短。但是因低溫省煤器提供的熱源有限，水量通常為220～550 t/h，對應(yīng)提高的溫升為15℃到35℃；在冬季極端溫度運行時，以及在低負(fù)荷情況下，此時流出低省的循環(huán)水量不足，無法滿足風(fēng)機空氣出口溫度提高35℃溫升的要求。故此方案不予采用。

(4)方案六采用6#抽汽作為暖風(fēng)器熱源，因熱源溫度高且為冷凝換熱，暖風(fēng)器的換熱面積和設(shè)備重量僅次于采用汽動引風(fēng)機排汽作為熱源的暖風(fēng)器。但因蒸汽壓力較低，蒸汽流量較大，采用的主蒸汽管道直徑最大，且熱源點離暖風(fēng)器的安裝位置較遠，造成主蒸汽管道的投資較大。此方案也不推薦。

(5)方案二采用6#低加凝結(jié)水作為暖風(fēng)器熱源，因6#低加出口水溫較高，該方案的管道直徑最小，并且同時滿足冬季運行時對暖風(fēng)器出口空氣溫度溫升超過35℃的設(shè)計要求，設(shè)備換熱面和重量介于6#低加抽汽暖風(fēng)器和低溫省煤器熱水作為熱源的暖風(fēng)器，設(shè)備的投資和運行費用均較為適中。此方案較為理想。

(6)方案三:采用7#低加出口熱水作為暖風(fēng)器的熱源，該方案替代的蒸汽等級最低，運行費用最低。換熱后回到7#低加入口，回水溫度為50℃，但因熱介質(zhì)的溫度較低、流量較大，造成該方案的前期投入較大，設(shè)備的換熱面積和重量較高，且設(shè)備體積的增加導(dǎo)致新增暖風(fēng)器對一、二次風(fēng)風(fēng)道內(nèi)的阻力增加，造成一、二次風(fēng)風(fēng)機軸功率上升的問題。

(7)方案四:采用7#低加出口至低省入口的凝結(jié)水母管作為暖風(fēng)器熱源，換熱后回到低省出口至6#低加入口母管，熱源溫度同方案三，換熱后回水溫度為45℃，由于溫差多5℃，設(shè)備尺寸較方案三更大，但循環(huán)泵所需壓頭最小甚至可利用現(xiàn)有系統(tǒng)壓差，同時換熱管道可利用現(xiàn)有管道，運行費用也最低。但替代的蒸汽等級同方案一、二、六。