隨著我國經(jīng)濟發(fā)展，能源的需求量也持續(xù)增加。在能源結構上我國以燃煤火電為主，年開采原煤有50%以上用于燃煤電廠的發(fā)電及工業(yè)配套熱電廠的供熱、供汽，電廠污染物排放也居各行之首。在未來20年甚至更長時間內(nèi)，我國仍將以燃煤為主，因此為了節(jié)約能源消耗、減少污染物排放，燃煤鍋爐進行節(jié)能降耗改造勢在必行。
    針對75 t/h工業(yè)熱電站鍋爐供熱負荷需求增大的形勢，對文獻的研究發(fā)現(xiàn)：目前常用的供熱增容方式多為低真空供熱和抽汽供熱改造，前者會使排汽溫度升高，凝汽器冷卻管膨脹量、汽缸膨脹量發(fā)生變化，也將不同程度地影響到機組的安全運行；后者需對汽輪機及全廠回熱系統(tǒng)進行相應改造，工作量很大。筆者提出在不對汽輪機進行改造、也不影響汽輪機工況的前提下，利用原回熱抽汽直接供熱，同時結合鍋爐省煤器改造及增設可控壁溫式換熱器的整體增容節(jié)能改造方案。改造工作量較小，安全可靠，節(jié)能效果明顯。
1、鍋爐概況
    某熱電有限責任公司共有4臺75 t／h次高壓自然循環(huán)煤粉鍋爐，設計參數(shù)見表1。鍋爐為單鍋筒自然循環(huán)煤粉爐，鋼制構架，呈Ⅱ形布置。鍋爐采用前吊、后支方式，固態(tài)排渣，室內(nèi)布置，制粉系統(tǒng)采用中間倉儲式，乏氣送粉，直流式煤粉燃燒器分二層正四角布置。鍋爐采用平衡通風，在每臺鍋爐煙道上安排有一臺布袋式除塵器。
    鍋爐尾部受熱面采用雙級布置，均擱置于尾部鋼架上。上、下省煤器管系由直徑為32 mm、壁厚為4mm的20G鋼管組成，管系平行于鍋爐前墻、錯列布置�？諝忸A熱器為雙級布置。上級空氣預熱器管徑為40 mm，壁厚為1.5 mm;下級空氣預熱器管徑為51 mm，壁厚為2.5 mm，考慮到尾部受熱面的低溫腐蝕，最后一組管箱管徑為51mm，壁厚為2.5mm，單獨支承在尾部鋼架上，便于檢修和更換，富通新能源生產(chǎn)銷售生物質(zhì)鍋爐，生物質(zhì)鍋爐主要燃燒木屑顆粒機壓制的生物質(zhì)顆粒燃料。
2、問題分析
    近年來，隨著燃煤市場的變化，運行煤種與原設計煤種相比有較大的變化，其元素分析見表2。
    由表2可知：運行煤種灰分較高、發(fā)熱值偏低。煤的灰分、水分及發(fā)熱值直接影響到煙氣量及煙氣特性，從而導致排煙溫度變化。煤的Qar越低，w(Mar)越多，則排煙溫度越高。計算表明：排煙溫度與4 187w(Mar)/Qnet.ar近似成線性關系，當4187w(Mar)/Qnet.ar增加0.1，排煙溫度會升高0.6 K；w(Aar)增加會導致尾部受熱面積灰污染加重，傳熱系數(shù)降低，煙氣放熱量減少，從而使排煙溫度升高。
    由于制粉系統(tǒng)密封不佳、爐底水封失效、本體門孔漏風等因素造成系統(tǒng)漏風量增大，空氣預熱器前的煙道漏風將使煙溫下降，傳熱溫差降低，使受熱面吸熱量下降，最終導致排煙溫度進一步升高。綜合近年鍋爐運行情況來看，其排煙溫度比設計值偏高，鍋爐平均負荷升高后排煙溫度偏高現(xiàn)象更加明顯，最高超過設計值達18 K，鍋爐熱效率較設計偏低約2%。
    另外，該電廠為工業(yè)區(qū)提供生產(chǎn)及供暖蒸汽，隨著園區(qū)生產(chǎn)用蒸汽量的增加及冬季供暖負荷的增加，鍋爐經(jīng)常處在滿負荷、甚至超負荷狀態(tài)。鍋爐超發(fā)導致排煙溫度升高、汽水管道阻力升高、汽輪機汽耗率升高，最終導致供熱能耗升高；而且鍋爐長期處于超發(fā)狀態(tài)也不利于其長周期安全穩(wěn)定、經(jīng)濟運行。
    鑒于上述情況，需要對鍋爐制粉系統(tǒng)及爐底水封進行消缺檢修，同時對鍋爐本體進行改造。
3、改造方案
    根據(jù)鍋爐節(jié)能降耗及供熱增容的需要，結合熱電廠運行方式，采用將原抽汽回熱蒸汽用于供熱增容，給水溫度降低則用增加省煤器傳熱溫差彌補。通過鍋爐尾部受熱面局部改造大幅提高省煤器吸熱量，排煙溫度因而也大幅下降。
3.1鍋爐給水管道改造
    通過對熱電廠熱力系統(tǒng)的分析發(fā)現(xiàn)：該電廠為母管制供水系統(tǒng)，2號高壓加熱器（簡稱高加）的加熱蒸汽源為供熱蒸汽，減少2號高加加熱蒸汽的用量即可達到供熱增容的目的。圖1為給水管道改造圖，對2號鍋爐給水管道按圖1進行了旁路改造，關閉圖1中閥門1、打開閥組2，使2號鍋爐給水溫度降至126℃，同時也減少2號高加的入口水量。為保證2號高加出口水溫160℃，配合圖1中新增閥門的調(diào)整，可減少2號高加從供熱管道來的加熱蒸汽量，以此增加了對外的供熱量。改造不會對汽輪機產(chǎn)生影響，也不會影響未改造鍋爐的給水溫度，對電廠的循環(huán)效率不會產(chǎn)生影響。
3.2省煤器改造
    2號鍋爐給水系統(tǒng)經(jīng)過3.1節(jié)改造后，給水溫度由160℃降低到126℃，降幅達34 K，會造成鍋爐蒸發(fā)量下降，過熱蒸汽超溫。因為鍋爐給水溫度下降后，如果要維持鍋爐額定負荷，所需要的蒸發(fā)吸熱量加大，則要多燒煤，增加水冷壁的輻射吸熱，與此同時過熱器對流吸熱量也增加，但對流傳熱的增長率要比水冷壁的輻射傳熱增長率高，最終導致過熱汽超溫。為滿足給水溫度降低后鍋爐安全、經(jīng)濟運行的要求：一方面在不對爐膛水冷壁進行改動的前提下，需要增加尾部省煤器的傳熱面積；另一方面由于燃煤量加大，煙氣量加大，在增加受熱面的同時必須進行防磨結構優(yōu)化設計。因此新省煤器采用螺旋肋片管，在增加受熱面積的同時能有效地減少磨損。利用原布置省煤器空間，將原直徑32 mm、壁厚4 mm光管更換為直徑38 mm、壁厚4.5 mm的螺旋肋片管，肋片高度17 mm、肋片間距12.5 mm、肋片厚度1 mm，肋片能增加煙氣側管子的傳熱面積。改造后高溫省煤器受熱面積由原來的257m2增加至596 m2．低溫省煤器受熱面積由原來的308 mz增加至1 186m2．同時螺旋肋片對煙氣有“整流”和“導流”作用，使得煙氣速度趨于均勻，煙氣流對管子圓周面的沖刷比光管均勻，對降低管壁的磨損非常有利。煙氣流經(jīng)螺旋肋片時受黏性力作用，在肋片表面形成穩(wěn)定的附面層，還能降低灰粒對管壁金屬的沖擊能力。在沒有肋片的彎頭部分及受熱面管夾處加裝專門設計的防磨護套，將其完全保護，避免局部磨損，見圖2。該結構已廣泛運用于省煤器的改造，防磨效果顯著。
3.3增設可控壁溫式換熱器
    鍋爐尾部受熱面采用雙級布置，沿煙氣流程自上而下分別是高溫省煤器、高溫空氣預熱器、低溫省煤器和低溫空氣預熱器。由于空氣預熱器不久前剛更換過，這次不對其進行改造。經(jīng)過上述改造，高溫空氣預熱器和低溫空氣預熱器的入口煙氣溫度降低，造成高溫空氣預熱器出口熱風溫度（經(jīng)計算約270℃）偏低，將會影響燃燒的穩(wěn)定性。為穩(wěn)定燃燒必須提高熱風溫度，在尾部增設可控壁溫式換熱器，見圖3。通過煙氣側換熱器吸收低溫煙氣余熱，被加熱的工質(zhì)在空氣側換熱器對冷空氣放熱，提高了空氣預熱器人口風溫，在提高熱風溫度的同時減輕了低溫腐蝕。
    可控壁溫式換熱器利用熱管原理，以“壁面溫度”作為換熱器最基本的設計參數(shù)，按不發(fā)生腐蝕原則設計，使壁面溫度高于煙氣酸露點溫度并維持足夠小的溫差，實現(xiàn)最大幅度節(jié)能目的。按文獻中煙氣酸露點計算公式得出運行煤種酸露點溫度為90℃，確定了金屬最低壁溫為100℃。換熱器的系統(tǒng)布置和運行方式使換熱器相變工作段的壁面溫度處于整體均勻、可調(diào)可控狀態(tài)，通過圖3中熱水旁路閥和循環(huán)泵精確控制煙氣側換熱器入口工質(zhì)溫度，使排煙溫度和壁面溫度保持相對穩(wěn)定，并能適應鍋爐的運行煤種以及負荷的變化。
3.4性能計算及分析
    根據(jù)運行煤種和原受熱面結構，以給水溫度160℃，按文獻進行了熱力校核計算，使熱力計算程序能符合現(xiàn)在鍋爐的運行工況。在此基礎上，以給水溫度為126℃進行了鍋爐尾部受熱面改造的設計計算。最后按改造后的尾部受熱面結構，以給水溫度恢復為160℃進行校核。計算結果見表3。
    由表3可見：鍋爐經(jīng)過上述改造后在給水溫度126℃工況下，鍋爐熱效率提高了1.7%。在相同供電負荷下，經(jīng)計算有11.5 GJ/h用于加熱給水的熱量可用于供熱。改造后熱風溫度為298.5℃，較改造前偏低30 K，主要是沒有改造空氣預熱器，按文獻推薦此熱風溫度滿足現(xiàn)運行煤種燃燒要求。在供熱負荷不高的情況下可恢復回熱加熱系統(tǒng)，將鍋爐給水溫度恢復到160℃，這時熱風溫度升高到312.4℃，省煤器出口水溫升高到262.2。C，鍋爐效率提高1%。
4、改造效果及經(jīng)濟效益
    以額定蒸發(fā)量為對照基準，改造前、后主要參數(shù)對照見表4。
    由表3及表4可見：運行數(shù)據(jù)（表4）與理論計算結果（表3）基本吻合，改造達到預期效果。2號鍋爐經(jīng)過改造，在給水溫度123.6℃時鍋爐效率提高了1. 9%，按照設計燃煤量12. 47 t/h、年運行小時數(shù)5 000 h計算，可節(jié)約標煤783 t/a。在額定負荷下，由于給水溫度降低，鍋爐每小時燃煤量增加0.6 t，增加標煤消耗3 000 tla。在燃煤量增加及新增受熱面導致煙、風側阻力增加，送風機、吸風機耗電量及換熱器循環(huán)泵耗電量增加的情況下，據(jù)運行數(shù)據(jù)統(tǒng)計每小時增加功耗26.5 kW，按熱電廠發(fā)電標煤耗343.6 g/(kW-h)計算，增加標煤消耗45.5 t/a；標煤價格按800元／t計算，燃煤費用增加175萬元la�；責嵯到y(tǒng)抽汽全部用于對外供熱，供熱增容11.5 GJ/h，供熱價格按60元/GJ計，供熱收入增加345萬元／a。這兩項相減，直接經(jīng)濟效益達170萬元／a。這次改造總計費用340萬元，兩年可回收投資成本。
5、結語
    由上述分析可知：
    (1)通過原回熱抽汽直接供熱，雖然降低了回熱系統(tǒng)的加熱蒸汽量，降低了給水溫度，但是運用此處抽汽直接供熱增加了機組的最大供熱量，也不影響汽輪機發(fā)電汽耗率，提高了機組熱電比，提高了機組的經(jīng)濟性。
    (2)通過尾部省煤器增容改造和增加可控壁溫式換熱器，既加強了傳熱，大幅度降低排煙溫度，又穩(wěn)定了鍋爐蒸發(fā)量及熱風溫度，大幅提高了鍋爐熱效率。
    (3)熱風溫度較改造前偏低，但基本滿足鍋爐安全、經(jīng)濟運行要求。今后可利用更換空氣預熱器機會進行局部受熱面改造，提高熱風溫度，優(yōu)化燃燒，進一步提高鍋爐效率。
    (4)改造后鍋爐具備了長周期安全穩(wěn)定、經(jīng)濟運行的條件，并增加供熱的能力。在熱負荷小的工況下可恢復使用回熱抽汽加熱鍋爐給水，鍋爐增加受熱面后仍滿足安全運行要求，而且鍋爐效率比改造前提高約1%。