薛方明，蘇靖程，劉秀如，孫漪清

(華電電力科學研究院有限公司北京分院，北京 100160)

南方某電廠建設有2×660 MW級超超臨界燃煤發(fā)電機組，同步建設煙氣脫硫、脫硝設施，兩臺機組已于2015年底相繼投產，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、固態(tài)排渣、全鋼構架、全懸吊結構；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任公司。本工程鍋爐配備兩臺三分倉式回轉式空氣預熱器?？諝忸A熱器主軸垂直布置，煙氣和空氣以逆流方式換熱；原有空氣預熱器進風加熱方式采用熱風再循環(huán)系統(tǒng)。空預器旋轉方向為煙氣側，至二次風，至一次風，至煙氣側。在實際運行過程中，因熱二次風粉塵含量較大，對回轉式空預器換熱面沖刷嚴重，運行中出現(xiàn)回轉式空預器冷端換熱面積鹽和積灰的問題。經過運行一次風機、送風機葉片磨損非常嚴重，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器進口增加一風機、送風機(二次)暖風器，將空預器入口風溫提高，替代原有的熱風再循環(huán)系統(tǒng)，并就此進行可行性方案探討。

1 設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，并以此確定暖風器溫升[1-2]。

1.2 一次風機、送風機出口暖風器溫升及功率核算

SCR法煙氣脫硝的實際運行過程中，因為保證氮氧化物達標排放，氨逃逸的問題不可避免。燃煤中硫分，燃燒之后產生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生成硫酸氫銨[3-4]。因硫酸氫銨在一定溫度區(qū)間內生成，當含有硫酸蒸汽和氨的煙氣在空預器的冷端極易沉積產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器上的硫酸氫銨積鹽。最終由于堵塞導致空預器的運行阻力增加，增加一次風機，引風機，送風機能耗，并影響鍋爐帶負荷，產生爐膛負壓波動等問題。

燃料含水以及燃料燃燒過程中產生的水蒸汽，是鍋爐排煙中水蒸汽的主要來源。當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，對換熱器產生腐蝕，且凝結水捕集煙氣中的灰粒，導致尾部換熱器出現(xiàn)結垢性積灰。此外，由于燃料中含有硫份，燃燒過程中產生SO3，SO3與水蒸汽結合生成H2SO4蒸汽，導致煙氣露點溫度升高，對設備的腐蝕性增加，硫酸蒸汽凝結捕集飛灰及氨氣導致積鹽積灰問題。因此換熱設備壁面溫度低于煙氣酸露點溫度，是產生低溫腐蝕和低溫積灰積鹽的根本原因。在實際的生產過程當中，硫酸氫銨積鹽直接與氨逃逸量和燃煤硫分正相關。硫酸氫銨的熔點溫度在147℃，當空預器的金屬壁溫低于該溫度時，硫酸氫銨蒸汽會在空預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%，為降低生產成本，在增加暖風器設備，提高一次風機、送風機的出口風溫后，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準方法》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℃，即暖風器的設計冷端綜合溫度應為150℃，設計要求鍋爐的排煙溫度(暖風器出口排煙溫度)與環(huán)境溫度(風溫)之和應高于冷端綜合溫度。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℃，導致硫酸在空預器冷端凝結產生酸露點腐蝕，并且與煙氣中逃逸的氨形成硫酸氫銨結晶，導致冷端空預器發(fā)生嚴重積鹽和腐蝕的問題發(fā)生。

為解決空預器的積鹽和腐蝕問題，應將鍋爐空預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式空預器入口冷風溫度，均可以使排煙溫度與入口風溫之和大于冷端綜合溫度。根據(jù)冬季空預器最低出口溫度為125℃計算，按照冷端綜合溫度應比計算冷端綜合溫度150℃高10～15℃設計，則暖風器入口風溫需大于35℃(150+10-125=35)，即空預器入口煙氣溫度應在35～40℃，按照空預器入口煙氣溫度40℃計算，暖風器的設計溫升應確定為35℃，可保證在冬季情況下設備不發(fā)生腐蝕和積鹽的問題。35℃溫升確定了暖風器總換熱功率為23400 kW。

2 熱源比較

2.1 熱源對比

暖風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，設備換熱面積較小，設備體積較小，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，采用凝結水回收煙氣余熱，其中凝結水從7#低加出口凝結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器熱源，與冷一次風和冷二次風進行交換，按暖風器進口水溫98℃，暖風器出口水溫65℃計算，暖風器與熱水的換熱溫壓為48℃，按冷風溫度5℃計算，提高風溫35℃，即一、二次風機出口風溫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，距離送風機、一次風機很近，換熱的熱水管道可從低溫省煤器進出口凝結水管就近接入，缺點是換熱水量有限，系統(tǒng)可調節(jié)性不強。此方案消耗的熱能由6號低加加熱補回，即相當于消耗的是6級低壓抽汽。

2.2.2 采用6號低加出口凝結水做熱源

采用6號低加出口的凝結水作為熱源，正常額定工況下，其水溫為125.6℃，加熱水從凝結水母管為Φ457×19上引出，送至一次風和送風機出口換熱后，回至6號低加進口凝結水母管，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，設備體積較方案一小，單臺機組暖風器熱水循環(huán)量為375 t/h，較方案一小。母管凝結水量足夠，系統(tǒng)可調節(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，即相當于消耗的是6級低壓抽汽。

2.2.3 采用7號低加出口凝結水做熱源

采用7號低加出口的凝結水作為熱源，正常額定工況下，其水溫為71.5℃，回水溫度為50℃；加熱水從凝結水母管為Φ457×19上引出，送至一次風和送風機出口換熱后，回至7號低加進口凝結水母管。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)可調節(jié)性強。對電廠熱效率影響最小，系統(tǒng)經濟損失最小。但設備體積龐大，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水母管做熱源

采用7號低加出口的凝結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℃，加熱水從凝結水母管為Φ457×19上引出，送至一次風和送風機出口換熱后，回至低省回6號低加進口的凝結水母管。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，分別接入新增暖風器，加熱系統(tǒng)與現(xiàn)有低省系統(tǒng)并聯(lián)。該方案設備體積龐大，換熱面積同方案三，但可利用現(xiàn)有凝結水管道的壓差，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，不需要在汽機側新增給水旁路開口，較方案三有經濟優(yōu)勢。此方案消耗的熱能由6號低加加熱補回，即相當于消耗的是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℃，目前在周邊熱負荷不足的情況下，排汽由Φ425×10的管道送至輔汽聯(lián)箱，預留有對外供熱的接口。暖風器加熱蒸汽可以輔汽聯(lián)箱的抽汽和引風機汽輪機背壓排汽作為汽源，可直接從引風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，此管道距離一次風機和送風機出口的位置較近。

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

進暖風器之前的蒸汽壓力按1.3 MPa，暖風器出口疏水溫度按95℃計算，蒸汽暖風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距離一次風機、送風機位置較近，設備體積最小，需考慮換熱后的疏水系統(tǒng)，換熱后的疏水經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機排汽作為暖風器熱源，排汽管道接近暖風器的安裝位置，新增蒸汽主管道最短。熱源的溫度較高，暖風器的換熱面積最小，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。因設備體積小可以采用可旋式結構，在暖風器不需要投運的時候，暖風器可通過旋轉執(zhí)行結構旋轉到與煙道平行的位置，減少暖風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水，替代的均為同一等級的蒸汽，設備投資適中，設備運行費用適中。

(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，對應提高的溫升為15℃到35℃；在冬季極端溫度運行時，以及在低負荷情況下，此時流出低省的循環(huán)水量不足，無法滿足風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#抽汽作為暖風器熱源，因熱源溫度高且為冷凝換熱，暖風器的換熱面積和設備重量僅次于采用汽動引風機排汽作為熱源的暖風器。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#低加凝結水作為暖風器熱源，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器出口空氣溫度溫升超過35℃的設計要求，設備換熱面和重量介于6#低加抽汽暖風器和低溫省煤器熱水作為熱源的暖風器，設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℃，但因熱介質的溫度較低、流量較大，造成該方案的前期投入較大，設備的換熱面積和重量較高，且設備體積的增加導致新增暖風器對一、二次風風道內的阻力增加，造成一、二次風風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水母管作為暖風器熱源，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。