陳 勇，趙 鵬，陳 辰

(中南電力設計院 ，湖北 武漢 430071)

鍋爐點火及助燃油系統(tǒng)是火力發(fā)電廠燃燒系統(tǒng)的重要組成部分，除鍋爐點火啟動階段向鍋爐供油以外，當鍋爐處于低負荷燃燒不穩(wěn)定的狀況下，燃油系統(tǒng)也需要隨時投入使用以滿足穩(wěn)定燃燒的功能。根據GB50660－2011《大中型火力發(fā)電廠設計規(guī)范》，電廠一般設有2～3臺供油泵，單臺泵容量在35%～100%之間。

為保證燃油系統(tǒng)能隨時投入，即使鍋爐不需要燃油的時候，也需要投入油泵，在油罐區(qū)和爐前作油循環(huán)，保持熱備用的狀態(tài)，以保證需要的時候能快速投入油槍。由于油泵對燃油做功，燃油在油罐區(qū)和爐前反復循環(huán)過程中油溫不斷升高，危及油系統(tǒng)的安全運行。為降低油溫，有的電廠設置了油冷卻器，有的電廠在運行中對油罐進行噴淋降溫，但效果不一定顯著。實際運行經驗表明，油泵的出力、油罐的容量等參數(shù)對燃油系統(tǒng)的溫升都有重要的影響，但一直以來未有有效的計算方法對燃油系統(tǒng)的溫升進行定量地分析，本文將油罐、油泵和管道系統(tǒng)作為一個整體，對燃油系統(tǒng)循環(huán)溫升的計算方法進行研究，從而擬定燃油系統(tǒng)溫升程度的判別準則，可作為燃油系統(tǒng)設計和設備選擇的理論依據。

1 油循環(huán)溫升的機理分析

1.1 油循環(huán)過程的熱量輸入來源

供油泵在運行中消耗能量做功，根據機組容量、鍋爐型式、燃煤品質、油泵數(shù)量的不同，燃煤電廠的點火助燃油系統(tǒng)的單臺供油泵消耗的功率在50～150 kW之間，這部分消耗的功率分為兩部分：

(1)一部分屬于有效功，這部分做功提升了燃油的壓頭，增加了燃油的動能。但這部分有效功在燃油在油罐區(qū)和爐前循環(huán)過程中，以克服管道的摩擦阻力和局部阻力的形式，最終仍然會轉化成熱量，提升了燃油溫度。

(2)另外一部分則屬于無效功，如DY型多級離心油泵，根據級數(shù)、流量和揚程的不同，有效功大約在30%～70%之間，剩下部分無效功在油泵內直接轉換成熱量，大部分提升了燃油的溫度，少部分提升了泵體的溫度，最后耗散在環(huán)境中。

因此，根據上述分析，如不考慮油管道、油罐和泵體的散熱損失，若鍋爐不消耗燃油，供油泵消耗的功率最終將全部轉換為熱量，從而提升了燃油的溫度。

其他的輸入熱量來源還包括：對于北方寒冷地區(qū)，為防止低溫燃油凝固，需要在油罐內設置加熱器，嚴寒地區(qū)還需要對管道進行伴熱；對于燃用重質燃料如重油及其他燃料油，為滿足鍋爐油槍的粘度要求，還需要設置燃油加熱器，可將燃油加熱至100℃以上；火電廠的油罐多為露天布置，沒有防曬設置，夏季陽光直射也是輸入熱量的來源之一。

1.2 油循環(huán)過程的熱量輸出途徑

油循環(huán)過程的熱量途徑主要來源于油罐和燃油管道的散熱損失；如燃油系統(tǒng)中設置了油冷卻器，則冷卻器將成為油循環(huán)過程的熱量輸出途徑。當鍋爐油槍處于投運狀態(tài)時，一部分燃油投入爐膛燃燒，則這部分燃油攜帶的熱量當然也隨之耗散在爐膛燃燒過程中，因此也可以視為油系統(tǒng)熱量輸出的一種途徑。

1.3 燃油系統(tǒng)的熱平衡

根據上述分析，將油罐、油泵和管道作為一個整體系統(tǒng)，該系統(tǒng)的熱平衡可如圖1所示，熱量輸入來源包括油泵做功、油罐加熱器、燃油加熱器、燃油管道伴熱和日照，熱量輸出途徑包括油罐散熱、燃油管道散熱、燃油冷卻器和燃油入爐燃燒帶走的熱量。當熱量輸入和輸出達到平衡時，燃油的溫度保持恒定，當熱量輸入大于熱量輸出時，燃油溫度將會持續(xù)上升，直至達到一個新的平衡或者燃油系統(tǒng)被迫停止運行。

圖1 燃油系統(tǒng)的熱平衡示意圖

2 油循環(huán)溫升的計算方法

2.1 計算的原則和簡化方法

本文主要研究在夏季高溫氣候環(huán)境下油循環(huán)溫升的計算方法，目的是保證燃油系統(tǒng)運行的安全性。由于對于南方部分地區(qū)夏季環(huán)境溫度即可達40℃左右，在這種環(huán)境下如不能控制燃油的溫度上升，燃油溫度可能會接近甚至超過燃油閃點，對燃油系統(tǒng)的安全運行造成隱患。另外，為減少計算工作量，對計算的輸入條件作如下簡化：

油罐加熱器和燃油管道伴熱的作用主要是在環(huán)境溫度較低時，降低燃油的粘度、保證燃油的流動性，而在環(huán)境溫度較高和燃油溫度已經有可能危及系統(tǒng)安全的情況下，油罐加熱器和燃油管道伴熱是可以停止投入使用的，因此，本計算中不考慮油罐加熱器和燃油管道伴熱的輸入熱量。

對于輕柴油管道，由于管道的散熱面積較小，且在夏季環(huán)境溫度較高時，管道內的油溫和環(huán)境溫度相差不大，散熱損失很小，可以忽略不計。對于需要保溫伴熱的重油管道，散熱損失的熱量基本上可以由伴熱管道的熱量得到了補償，因此油管道的散熱損失也可以忽略不計，以簡化計算過程。

燃油冷卻器在經過計算分析后燃油溫升速率不能滿足安全性要求的條件下采用，在初期分析計算時可不考慮。

理論上日照也會帶來一定的輸入熱量，但與油罐的散熱量相比，日照輸入熱量很小，全國大部分地區(qū)日照強度約0.15～0.20 kW/m2，考慮到傳熱效率和油罐的保溫后輸入熱量更小，遠小于罐頂和管壁的散熱損失，因此本計算中忽略不計，以簡化計算。

2.2 油循環(huán)溫升的判別式

不考慮入爐燃燒的部分，油罐內的燃油在油循環(huán)過程中的溫升速率可按公式(1)計算：

式中：Δtoil為油罐內的燃油溫升速率(℃/h)；Coil為燃油比熱(kJ/(kg·℃))，根據燃油的特性資料確定；Vt為油罐內儲存的燃油的質量(t)，按油罐中間液位計算；Δth為燃油加熱器的設計溫升(℃)，如沒有燃油加熱器，此項取零；Hdv為油罐的散熱損失(kW)；Vre為回油量(t/h)；Vf為油泵出口油量(t/h)。

Hp為油泵對燃油做功轉化為的熱量(kW)，按公式(2)計算：

式中：Pf為油泵對燃油做功的功率(kW)，對于定速油泵，取油泵額定出力下的軸功率；對于變頻調速油泵，取在滿足爐前油壓的條件下，油泵的軸功率。

2.3 油罐的散熱損失計算

油罐的散熱損失是燃油系統(tǒng)熱量散失的主要途徑，油罐容量越大，存油量越多，散熱損失大，燃油溫升速率就慢；反之，對于采用了微油點火或等離子點火裝置的電廠，油罐容量通常都較小，散熱損失小，就容易造成燃油系統(tǒng)超溫。

由于火力發(fā)電廠使用的油罐一般為鋼制地上式油罐，因此計算油罐的散熱損失計算時作以下假定：(1)罐底的散熱損失為零。(2)罐壁的熱阻可以忽略不計。(3)油罐裝滿系數(shù)按0.9計算。

(1)火電廠油罐的散熱損失按公式(3)計算。

式中：Hdv為油罐的散熱損失(kW)；ar為經罐頂向空氣的傳熱系數(shù)(W/(m2·℃))，罐頂無保溫層時，取ar=0.7，罐頂有保溫層時，取ar=0.35；Fr為罐頂?shù)谋砻娣e(m2)，根據油罐的幾何尺寸計算；Fw為罐壁的表面積(m2)，根據油罐的幾何尺寸計算；

(2)tav為燃油的平均溫度(℃)，按公式(4)計算。

式中：tb為環(huán)境溫度，取夏季室外通風計算溫度；t2為燃油升溫后的溫度(℃)，本計算方法主要目的是校核夏季高溫時油罐的溫升，按公式(5)計算t2：

式中：tfp為燃油的閃點；

(3)aw為經罐壁向空氣的傳熱系數(shù)，按下列公式計算。

①當罐壁無保溫時，按公式(6)計算(W/(m2·℃ ))。

式中：α1為燃油向罐側壁的放熱系數(shù)(W/(m2·℃ ))；

式中：ρ20為 20℃時燃油的密度(kg/m3)；vt為燃油在定性溫度時的運動黏度(mm2/s)。

式中：tw為油罐的側壁溫度(℃)。

可根據表1中的tav及tb先進行假定，在計算出αw值及α1以后，再利用公式(9)對假定的tw進行驗算：

表1 根據tav及tb假定tw的參考范圍(℃)

式中：a2為罐側壁向空氣的對流放熱系數(shù)(W/(m2·℃))，按公式(10)計算。

式中：C，n為系數(shù)，根據雷諾數(shù)Re按表2取用。λb為環(huán)境溫度tb時空氣的導熱系數(shù)(W/(m2·℃))，可按表3取用。

表2 Re與C，n的關系

Re按公式(11)計算。

式中：Wb為環(huán)境溫度時的平均風速(m/s)；D為油罐直徑(m)；；vb為環(huán)境溫度tb時空氣的運動黏度(mm2/s)。vb可按表3取用。

表3 一個大氣壓下干空氣的物理常數(shù)

α3為罐側壁向空氣的輻射放熱系數(shù)(W/(m2·℃))，按公式(12)計算。

式中：ε為管壁表面黑度，可取0.90。

②當油罐罐壁有保溫時，經罐壁向空氣的傳熱系數(shù)，按公式(13)計算。

式中：δ為罐壁保溫層的厚度(m)；λ為罐壁保溫層材料導熱系數(shù)(W/(m?K))。

3 實際工程算例

北方某電廠裝機容量為2×150 MW機組，鍋爐為2×540 t/h煤粉鍋爐，安裝等離子點火裝置，同時保留常規(guī)的大油槍系統(tǒng)作為備用。由于油系統(tǒng)僅作備用，油罐區(qū)只設2座200 m3輕柴油儲罐，油品冬季采用－20號輕柴油，平常采用0號輕柴油。油泵房設3×50%供油泵，油泵型號為65AY50x10型多級離心泵，出力為20 m3/h，揚程為500m油柱，油泵效率為49%，油泵電機型號為YB2 280M－2型，功率為90 kW。

油系統(tǒng)經過一段時間運行后，發(fā)現(xiàn)油溫上升較快，在未投入伴熱系統(tǒng)的情況下，供油泵進出口油溫達43～48℃，油罐油溫已達到44℃，并且還有繼續(xù)上升的趨勢。電廠投入臨時水源給供油泵泵體淋水降溫、采用軸流風機吹風冷卻、倒換油罐運行、提高油罐油位等措施，效果仍不明顯，供油泵進出口油溫仍在41～45℃，油罐溫度在38℃高位運行，經常被迫停止油系統(tǒng)運行。表4為油溫的實測數(shù)據，可以看到，在監(jiān)測的兩個小時內，油罐下層油溫在2小時上升了2.2℃，平均1.1℃/h。

表4 油罐的油溫變化數(shù)據

為分析解決問題，采用前文計算方法對燃油系統(tǒng)的溫升速率進行分析計算，計算結果見表5。

表4 燃油溫升速率計算

可以看出，計算結果與實測數(shù)據基本一致。根據上述計算方法和算例結果還可以看出：由于油罐的散熱損失量不大，如果油罐有保溫的話散熱損失更小，決定油系統(tǒng)循環(huán)溫升速度的主要還是油罐的容量和油泵的功率，如上述案例中，如果油罐容量增加為500 m3，則(保溫)油罐溫升可降低至0.3℃/h，如果油泵功率減少至35 kW，(保溫)油罐溫升可降低至0.35℃/h。

4 結論和建議

根據上文對燃油系統(tǒng)循環(huán)溫升的計算方法的理論研究和實際案例驗證，該計算方法的結論基本合理，可以作為燃油系統(tǒng)溫升嚴重程度的判別準則和燃油系統(tǒng)設計和設備選擇的理論依據。同時，根據對上述計算結論的分析，對燃油系統(tǒng)的設計提出如下建議：

(1)當燃煤機組采用等離子點火或微油點火裝置，從而減小了油罐的容量時，有必要對燃油系統(tǒng)的循環(huán)溫升進行校核計算，當不滿足要求時應采取適當措施：如單獨設置小容量的循環(huán)油泵、供油泵采用變頻調速等，以降低油泵的輸入功率。如仍不能滿足要求，可考慮設置油冷卻器。

(2)當環(huán)境氣候適宜時，可不對油罐進行保溫，冬季溫度較低時，可通過油循環(huán)的方式維持燃油溫度，保證燃油的流動性。