135MWCFB鍋爐二次風機性能測試與數值模擬

文 // 郭新海 祁月琴 呂磊 呂宏奇 安徽華電六安發電有限公司

135MWCFB鍋爐二次風機性能測試與數值模擬

文 // 郭新海 祁月琴 呂磊 呂宏奇 安徽華電六安發電有限公司

降低廠用電率是降低火力發電廠成本的一種有效方法。煤粉鍋爐和循環流化床鍋爐(CFB)目前是我國火力發電廠的主要爐型，二者相比，循環流化床鍋爐機組的廠用電率更高，主要是循環流化燃燒所需要的風機壓頭更高。所以，降低風機電耗，最終降低廠用電率對裝備循環流化床鍋爐的電廠更為重要。

安徽某電廠目前擁有2臺135MW等級的循環流化床鍋爐機組，在實際生產過程中，一次風機以及二次風機的電耗明顯偏高，特別是在電廠低負荷的狀態下，風機的效率明顯下降。因此，該公司計劃對鍋爐的風機進行技術改造。

目前，流化床鍋爐風機的選型往往偏大，所以電廠常用降低風機電耗的方法進行改造，如改造葉輪或者安裝變頻器等等，而本文采用數值模擬的方法對135MW循環流化床鍋爐機組二次風機增加小葉片后的效率進行計算，并與實際測量的流量與壓力進行對比，為今后的風機技術改造提供依據。

表1 二次風機技術性能

表2 二次風機用液力偶合器性能

1 二次風機設備

二次風機為后向葉輪離心式風機，其傳動采用液力耦合器方式。二次風機以及液力偶合器的技術性能指標如表1、表2。

2 風機壓力與流量測量

2.1 風機壓力測量

（1）動壓測量。風機入口面積為2.9×1.05m2，在矩形入口風道寬度方向上平均開5個測孔，孔間距大約為0.6m，在深度方向上取4個測點，測點間距約為0.25m。采用標定過的靠背管逐點測量動壓。在一個測孔上測量動壓時，應進行叉入和抽出兩次的測量，同一測點上兩次測量的動壓波動不應超過±2%。風機測點的布置見圖1。

（2）氣溫測量。采用校驗過的T型鎧裝熱電偶測量風量測量面處的氣體溫度，用T型熱電偶溫度表進行讀數。同時，在風機出口處對氣體溫度也做了測量。

（3）靜壓測量。用U型測壓計測量風量測量面的靜壓最后求出平均值，作為實測靜壓值。

（4）大氣壓力測量。用盒式大氣壓力計在試驗現場多次測量求平均值。

（5）空氣密度。根據實測的空氣溫度以及壓力計算空氣的實際密度。

2.2 風機流量測量

根據上面壓力測量的結果，風量的計算采用速度場法測量。依據DL/T469-2004 《電站鍋爐風機現場性能試驗》中的相關規定，風機風量按照下式進行計算：

式中：

Q ——氣體實際體積流量，m3/h；

A ——風量測量面管道截面積，m2；

ν ——風道內氣體流速，m/s；

Q＊——標準工況下氣體體積流量，Nm3/h；

Pact——環境大氣壓力，Pa；

Pj—— 風量測量面實測氣體靜壓，Pa；

tsj——風量測量面實際氣體溫度，℃；

k —— 靠背管修正系數，取標定系數；

Pd——風量測量面實測動壓平均值，Pa；

Psj——風量測量面實際氣體密度，kg/m3；

Po——標準工況下氣體密度，kg/m3。

平均動壓應按照下式計算：

式中：(Pd)i——風量測量面內任一測點兩次讀數的算術平均值，Pa。

3 測量結果與分析

2013年8月，該公司組織技術人員對2號機組鍋爐A二次風機進行了性能試驗。試驗期間鍋爐燃燒穩定，試驗期間機組負荷穩定在130MW、120MW、110MW，同時，在機組負荷為110MW情況下，對風機轉速1170r/min和817r/min條件下的風機風量進行了測量。測量計算結果見表3。

圖1 二次風機測點布置示意圖

表3 二次風機性能計算主要結果匯總

4 風機流場數值模擬結果與分析

4.1 風機流場的數值模擬

為了給風機的改造提供合理的技術方案，有必要對風機內部的流場進行數值模擬，在模擬結果的基礎上，為改造方案提供依據。

根據相關設備制造企業提供的風機尺寸，同時采用現場測繪的方法，建立了風機進口風道、葉輪、蝸殼以及出口風道的模型，見圖2。圖2為利用gambit軟件生成的風機系統非結構化網格，根據風機不同部位結構尺寸的大小，風機內不同區域的網格大小不同，網格總數140多萬個。

利用fluent軟件對風機內部的流場做了數值模擬。為了盡可能的提高風機模擬的結果的準確性，在模擬的過程中，將部分風機的入口風道和出口風道也一并考慮在內。但是因為缺乏風機出口調節門以及進口消音器等的數據，所以在風機出口沒有考慮風機調節門對流場的影響，也不考慮進口消音器的影響。

圖2 風機系統的3D計算網格

圖3 風機流量測量與計算結果的對比

在模擬過程中，按照表3中的數據，風機模擬的邊界條件選取壓力邊界條件，采用標準k?ε雙方程模型，貼壁處無滑移，計算誤差不大于10-5。風機流量計算結果與測試結果的對比見圖3。

在圖3中可以看出，計算值與實際測量值相比均偏大，可能是因為計算過程中沒有考慮風機出口調節門對風道流通面積影響的緣故。但二者的變化趨勢基本保持一致，所以基本可以認為風機內部流場的模擬結果與實際流場相符。風機葉輪中部的速度場以及壓力場見圖4。由于1170r/min在電廠實際運行中出現的頻次更高，所以圖4給出了該轉速時風機葉輪中截面上的速度與壓力分布圖，作為風機內部流場的代表。

4.2 增加小葉片后風機流場數值模擬

風機的性能首先取決于風機各部件的氣動設計，而風機葉輪對風機內效率的影響在風機組件中是最大的，根據有關研究結果，風機葉輪出口處的各種復雜渦系是影響風機葉輪效率的一個重要因素，因此，在此位置通過增加小葉片對流場進行整流的方式有可能提高風機葉輪的氣動效率，進而提高風機的效率。根據這一設想，研究了增加小葉片后對風機效率的影響。

圖5給出了在風機原有葉片中間位置添加小葉片后的gambit生成圖。即在目前的兩個葉片中間位置增加小葉片，其中粗線為原葉片，細線為增加的小葉片。

為了驗證增加小葉片后對風機效率的影響，通過fluent軟件模擬了4種不同長度葉片對風機流場的影響，并對風機效率進行了計算，效率計算結果見圖6，風機內部流場的結果見圖7。計算中沒有考慮小葉片厚度對流場的影響。

圖6中風機橫坐標為風機的轉速，單位為rad/s；縱坐標為風機的計算效率。圖6中1為小葉片長度168.8mm；2為小葉片長度319.8mm；3為小葉片長度453.1mm；4為小葉片長度586.4mm。0為沒有添加小葉片時風機的效率。

圖4 風機葉輪中截面速度與壓力場分布圖

圖5 為小葉片的增加方式

從圖6中可以看出，原來風機的效率隨著葉輪轉速的降低，效率越來越低，主要原因是風機的葉片數較少，在低轉速情況下，風機葉片出口處氣流紊亂比較嚴重，降低了風機的效率；但在風機添加小葉片以后，隨著轉速的降低，效率先增加后降低，有一個最大值。另外，就添加小葉片的效果來看，小葉片越長效率越高。

不過在風機較高轉速下，即在1410r/min時，增加小葉片長度168.8mm、319.8mm、453.1mm時，效率反而降低，這是增加了小葉片之后，對風機流場會有所改變：一方面通過對風機原有葉片出口處的整流作用來提高風機的效率；但另一方面因為增加了額外的葉片，會增加空氣流動的摩擦阻力，反而會降低風機的效率，這兩個作用的強弱對風機的整個效率會產生影響。在設計工況條件下，因為原有風機葉片內部的流場比較均衡，紊亂度較小，所以增加了小葉片之后整流效果較弱而因為風機流量較大，所以增加內部空氣摩擦阻力較大，這樣增加小葉片后的收益低于對效率的反面影響，降低了風機效率；但是葉片長度在586.4mm時，風機效率提高，即改善風機流場的正效應增加值超過了改變流場所帶來的負效應，因此總體效率增加。尤其是在風機低速情況下，流場改變效益提升較明顯。

圖6 風機添加小葉片后效率變化

圖7 增加小葉片后風機內部流場

5 結語

通過對某135MW等級循環流化床鍋爐機組的二次風機性能的實際測試與數值模擬，并對該型風機添加小葉片后的性能進行了模擬分析得出：對本身的數值模擬與風機的實測值吻合較好，模擬結果基本能夠反映出風機內部的流場情況；增加小葉片后的模擬結果顯示，風機本身在低轉速下效率顯著下降，但是增加小葉片后，風機在低轉速區的效率有所提升，提升幅度和葉片長度相關，長度越長，提升越明顯。