滾筒冷渣機能效計算

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(1.神東電力山西河曲發電有限公司，山西 忻州 036500;2.中國電力企業聯合會，北京 100761;3.北京國化聯經濟信息咨詢有限公司，北京 100143;4.青島嘉能海諾電力設備有限公司，山東 青島 266300;5.清華大學 熱科學與工程教育部重點實驗室，北京 100084)

0 引 言

截至2017年底，我國燃煤裝機容量為9.81億kW，占全國裝機總容量的55.21%;燃煤機組發電總量為41 498億kWh，占全國發電總量的64.67%。相比較2016年，我國燃煤機組的裝機容量和發電量占比均有所下降，但絕對量依上升:燃煤機組裝機容量同比增加3.7%，發電量同比增加5.2%。因此，我國以煤電為主的電力供應結構還將持續較長時間。在燃煤利用過程中，煤炭開采與分選過程產生了大量低熱值燃料。由于循環流化床鍋爐具有燃料適應性廣和低排放特性，這些低熱值燃料的大規模利用途徑主要是采用循環流化床鍋爐燃燒發電。在我國有關政策的支持下，我國循環流化床鍋爐的裝機數量與總容量得到迅速發展，截至目前，我國已投運350 MW等級超臨界循環流化床鍋爐機組近20臺。相比較煤粉鍋爐，循環流化床鍋爐所用低熱值燃料灰分普遍較高[1-2]，底渣量相對較大，如果底渣熱量不能充分利用，則鍋爐灰渣的物理熱損失比較高。所以對循環流化床鍋爐機組所排出的底渣物理熱進行必要回收利用可有效提高能源利用率，實現文明生產，消除熱渣傷人或引起火災等安全事故。

在我國循環流化床鍋爐發展初期，底渣熱能利用并沒有受到重視，冷渣設備僅起到冷渣作用，冷卻水一般直接接入電廠循環水中。隨著節能工作不斷深入，為了回收循環流化床鍋爐底渣熱量，曾出現過各種類型的冷渣設備[3]。我國循環流化床鍋爐使用的冷渣設備從多種形式逐步集中成2個主要類型:風水聯合流化床冷渣器和滾筒冷渣機[4-9]。與流化床冷渣器相比，滾筒冷渣機對底渣粒度的要求比較寬松，具有結構簡單、安裝及操作方便、設備造價與運行電耗低、能效指標較高、可直接控制鍋爐料位、可靠性較高等特點[10]。隨著滾筒冷渣機傳熱機理與傳熱過程研究的不斷深入[7-8]，目前大容量滾筒冷渣機的出力甚至可達到30 t/h，因此目前我國絕大部分循環流化床鍋爐機組裝備了滾筒冷渣機[11-13]。滾筒冷渣機出現之初，由于冷卻水在套管間流動，套管不僅作為冷渣機的外殼，同時也是冷渣機的主要受熱面，其整體尺寸較大，所以冷卻水的壓力不能太高，相應的出水溫度也不能太高。根據熱力學原理，冷渣機的出水溫度越高，其回收的熱量品質也就越高，而套管式結構限制了水溫提高，所以冷渣機能效指標并不高，這也是相當部分機組直接用循環水冷卻熱渣的原因所在，此時冷渣機僅起到冷卻底渣的作用。

為了提高冷卻水的壓力，進而提高冷卻水的出水溫度，清華大學提出了膜式冷渣機的概念[14]，即利用鍋爐膜式水冷壁作為冷渣機的外殼，翅片連接的管排就形成了冷渣機的主要冷卻受熱面，由于管排的抗壓能力增加，冷卻水壓力得到極大提高，為提高水溫打下基礎。隨著滾筒冷渣機技術的進一步發展，逐漸發展出分倉結構的冷渣機和雙管排模式冷渣機，其內部受熱面大大增加，這樣冷渣機的結構可以更加緊湊，冷渣能力提高，進一步提高冷卻水溫度，為底渣余熱的高效利用提供了技術條件[11,15]。此時的滾筒冷渣機已不是僅作為冷渣設備存在，而是承擔了底渣余熱利用的功能。寇建玉等[16]對滾筒冷渣機的冷卻水系統進行優化，將滾筒冷渣機與7號低壓加熱器進行并聯，認為是一種經濟簡便易行的余熱利用方法。袁雄俊等[17]研究了滾筒冷渣機與300 MW CFB空冷供熱機組1號、2號低壓加熱器并聯或串聯接入1號低壓加熱器時的經濟性。上述研究成果對于指導冷渣機發展有一定的參考價值，但鮮見采用冷凝水回收灰渣余熱進入回熱裝置的系統性研究。因此，有必要對滾筒冷渣機對機組能效指標的影響進行更深入分析，為滾筒冷渣機的發展提供技術參考。

1 滾筒冷渣機能效計算模型

1.1 本體效能計算

滾筒冷渣機本體熱平衡示意如圖1所示。

圖1 滾筒冷渣機熱平衡Fig.1 Heat balance diagram of drum slag cooler

圖1中質量流量mw、溫度tw,i的冷卻水進入滾筒冷渣機內，與冷卻溫度tash,i、質量流量mash的熱渣換熱后，冷卻水的出水溫度為tw,o，冷渣的出渣溫度為tash,o，忽略冷渣機表面散熱后，滾筒冷渣機的能量平衡為

mashcash(tash,i-tash,o)=mw(hw,o-hw,i)

(1)

式中，cash為灰渣比熱容，kJ/(kg·℃);hw,i、hw,o分別溫度為tw,i、tw,o冷卻水進出水焓，kJ/kg。

在滾筒冷渣機中，如果水壓較高，水一般以液態存在，如果水流方向與熱渣流向相反，則滾筒冷渣機看成是一個逆流式換熱器，其換熱量與換熱溫差可表示為

cashmash(tash,i-tash,o)=

(2)

式中，k為滾筒冷渣機總換熱系數，W/(m2·℃);A為滾筒冷渣機總換熱面積，m2。

如果認為熱渣的比熱不隨溫度變化，那么滾筒冷渣器的熱效率ηt可表示為

(3)

式中，t0為環境溫度，℃。

1.2 系統效能計算

由于循環流化床鍋爐熱渣量較大，且排渣溫度很高，一般在800 ℃以上，因此需將熱渣所攜帶熱量送入機組的回熱系統中，這樣才能實現熱渣余熱的充分利用，減少汽輪機的抽汽量，增加汽輪機的發電量，進而增加電廠效益。

滾筒冷渣機接入機組熱力系統示意如圖2所示。

圖2 冷渣機接入熱力系統示意Fig.2 Schematic diagram of drum slag cooler accessing thermal system

由圖2(a)可知，滾筒冷渣機的出水可根據水溫匹配原則接入任一低壓加熱器出口，即假定接入口處低壓加熱器的水溫與滾筒冷渣機的出口水溫相等。如果冷渣機的出水溫度較高，甚至可直接進入除氧器中。由圖2(b)可知，如果進一步提高冷渣機的壓力和水溫或采用兩段式冷渣機，滾筒冷渣機的出水甚至可用來加熱高壓加熱器，在高壓加熱器內釋放熱量后再進入除氧器中。結合目前我國滾筒冷渣機的技術進展，本文只討論冷渣機出口熱水接入低壓加熱器的方式，即圖2(a)中的能效計算。

圖2(a)中，由于燃煤機組所用加熱器均為表面式加熱器，抽汽加熱給水后凝結。其中高壓加熱器逐級自流入除氧器中，低壓加熱器凝結水逐級自流入凝汽器熱井中，冷渣機出水接入低壓加熱系統后，將對整個低壓加熱系統產生一定影響。因此需計算每一個低壓加熱器的抽汽量變化，從而計算低壓加熱器中接入冷渣機出水后對系統效能的影響。

第i級低壓加熱器的熱平衡如圖3所示。

圖3 第i級表面式低壓加熱器熱平衡Fig.3 Heat balance diagram of i class surface low pressure heater

在忽略低壓加熱器表面散熱時，加熱器的熱平衡方程為

(4)

式中，hci為第i級抽汽焓，kJ/kg;mci為第i級抽汽流量，kg/s;mgs為凝結水泵流量，kg/s;hgsi為流入加熱器的給水焓，kJ/kg;hgsi-1為流出加熱器的給水焓，kJ/kg;hnji為流出加熱器的抽汽凝結水焓，kJ/kg;mcj為低壓加熱器凝結水流量，kg/s;hnji-1為流入加熱器的抽汽凝結水焓，kJ/kg;λ為流量系數，當冷渣機出水接入低壓加熱器時，沿給水流向接入口后面的加熱器熱平衡方程中，λ=1，而之前的加熱器熱平衡方程中，λ計算方程為

(5)

1～3號高壓加熱器的熱平衡方程為

(6)

對于除氧器，熱平衡方程為

(7)

不考慮汽輪機內部泄漏時，汽輪機的輸出功率為

式中，hzq為主汽焓，kJ/kg;hzrq為再熱汽焓，kJ/kg;hpq為汽機排汽焓，kJ/kg。

冷渣機出水未接入低壓加熱器，且W=350 MW時，通過求解式(4)～(8)，即可計算出凝結水泵基礎流量和各級加熱器的抽汽流量，進而計算出蒸汽在鍋爐內部的吸熱量為

(9)

式中，hgs為給水焓，kJ/kg;hgp為高壓缸排汽焓，kJ/kg，即二級抽汽焓hc2，kJ/kg。

在凝結水泵的基礎流量保持不變的條件下，在冷渣機冷卻水出水接入低壓加熱器的不同位置后，通過求解式(4)～(8)，從而計算汽輪機不同的輸出功率，同時計算出冷卻水從冷渣機中吸收的底渣熱量Q2為

Q2=cashmash(tash,i-tash,o)

(10)

底渣余熱接入低壓加熱器后，機組的循環效率η為

(11)

2 計算條件

以某350 MW等級超臨界循環流化床鍋爐機組的技術參數為依據，對滾筒冷渣機本身的能效水平及其對系統能效指標的影響進行計算。

鍋爐部分技術設計參數見表1，各級加熱器的進水溫度見表2，汽機THA部分技術參數見表3，鍋爐煤質分析見表4。

表1鍋爐部分設計參數
Table1Partdesignparametersofboiler

項目參數最大連續蒸發量/(t·h-1)1 197.8主汽壓力/MPa25.4主汽溫度/℃571再熱汽壓力/MPa4.012再熱汽溫度/℃569給水溫度/℃279.6排煙溫度(未修正)/℃135排煙溫度(已修正)/℃129過熱器減溫水流量/(t·h-1)25再熱器減溫水流量/(t·h-1)10排渣溫度/℃850鍋爐熱效率/%93

表2各加熱器設計參數
Table2Heaterdesignparameters

℃

計算中底渣比熱取值為1.2 kJ/(kg·℃)[18]，飛灰底渣比為1∶1，環境溫度取15 ℃。

3 計算結果與分析

3.1 本體效能計算

圖2所示的冷渣機出水接入低壓加熱器時，一般有2種情況。第1種是在機組建設之初設備選型時就考慮接入不同低壓加熱器的出口部位;第2種對于已安裝并投運的滾筒冷渣機，通過技術改造，實現改變冷渣機出水口接入不同低壓加熱器出口位置(圖4)。

表3部分汽機THA工況設計參數
Table3PartdesignparametersofturbineTHAworkingcondition

參數數值參數數值主蒸汽流量/(t·h-1)1 013.1 三級抽汽壓力/MPa1.892 主蒸汽壓力/MPa24.2三級抽汽溫度/℃456 主蒸汽溫度/℃566四級抽汽壓力/MPa1.056 再熱蒸汽溫度/℃566四級抽汽溫度/℃376.2 再熱蒸汽壓力/MPa3.948 五級抽汽壓力/MPa0.543 2 再熱蒸汽流量/(t·h-1)830.88 五級抽汽溫度/℃291.1 汽機功率/MW350 六級抽汽壓力/MPa0.211 5 排汽壓力/kPa4.9六級抽汽溫度/℃193.3 汽機熱耗/(kJ·kWh-1)7 687.9 七級抽汽壓力/MPa0.067 一級抽汽壓力/MPa6.415 七級抽汽溫度/℃88.8 一級抽汽溫度/℃369.6 八級抽汽壓力/MPa0.021 9二級抽汽壓力/MPa4.291 八級抽汽溫度/℃62.1二級抽汽溫度/℃316.9

表4鍋爐煤質分析
Table4Coalqualityanalysis

煤種工業分析/%MtMadAarVdaf元素分析/%CarHarNarOarSt,ar發熱量/(MJ·kg-1)Qgr,arQnet,ar燃料消耗量/(t·h-1)設計煤種10.806.9034.5717.1845.252.750.665.520.5418.3917.61157.24校核煤種10.606.7245.2821.3035.032.390.715.120.9415.9715.12183.14

圖4 滾筒冷渣機冷卻水流量Fig.4 Cooling water flow of drum slag cooler

由圖4可知，渣量不變而冷卻水流量發生變化時，冷卻水出水溫度將發生變化，可與不同低壓加熱器出口溫度匹配，可接入不同低壓加熱器出口，提高系統能效。此外，對于新建機組的冷渣機，可在設計制造時適當加大換熱面面積，實現冷渣機出水溫度升高時，排渣溫度基本不變;但對于已有冷渣機，通過減少冷卻水流量可提高冷卻水出水溫度以匹配不同低壓加熱器出口溫度。因冷渣機的結構和換熱面積無法改變，總體換熱性能基本變化不大，出水溫度提高意味著平均換熱溫差減少，根據式(2)，冷渣機的排渣溫度將提高，如從90 ℃提高至接近105 ℃(圖5);渣量不變時，冷渣機排渣溫度提高，意味著排渣溫降減少，所以冷渣機回收的熱功率減少(圖6)，冷渣機熱效率也隨之降低(圖7)。在圖4～7中，取滾筒冷渣機的基準排渣溫度為90 ℃或冷渣機出水接入8號低壓加熱器出口位置時的排渣溫度，此時的換熱溫差最大。

圖5 滾筒冷渣機渣溫的變化Fig.5 Variation of slag temperature of drum slag cooler

圖6 滾筒冷渣機回收熱功率Fig.6 Recover heat power of drum slag cooler

圖7 滾筒冷渣機效率Fig.7 Efficiency of drum slag cooler

3.2 對系統能效影響

根據熱力學第二定律，熱量溫度越高，其品質也越高，做功能力也越大。因此，對于滾筒冷渣機，在進渣溫度不變時，出水溫度越高，相應可接入更高的低壓加熱器出口，替代參數更高的汽輪機抽汽，從而增加汽輪機發電量，提高系統效率。

根據汽輪機的熱平衡圖，在設計工況下，汽輪機發電功率為350 MW，以此為基準，計算冷渣機出水不同接入位置時，機組發電功率變化(圖8)。

圖8 滾筒冷渣機對機組發電功率的影響Fig.8 Effect of drum slag cooler on power generation of unit

由圖8可知，在冷渣機出水不接入低壓加熱器時，機組的功率為350 MW。隨著出水溫度提高，接入低壓加熱器的水溫不斷提高，汽輪機節省的抽汽參數提高，機組發電功率增加。在接入5號低壓加熱器出口，即除氧器進口時，機組發電功率達到最大值，機組增加的發電功率均超過了1.1 MW，因此出水溫度提高時，冷渣機回收熱量及本身效率有所降低，但系統發電量增加更多。因此，冷渣機技術發展方向是更高的出水溫度，而非一味提高熱回收量。以此推測，如果冷渣機的出水溫度進一步提高，用來加熱高壓加熱器時(圖2(b))，系統電功率增加值會更大。此時由于水溫較高，導致水壓較大，冷渣機質量標準需進一步提高，甚至需按照壓力容量標準制造。隨著膜式冷渣機的推廣使用[14]，管式換熱面抗壓能力大大高于整體套筒式冷渣機，為進一步提高冷渣機出水溫度或壓力提供技術基礎。

對現有冷渣機進行技術改造，增加換熱面積或提高換熱系數，在保持排渣溫度不變時(圖4)，相比換熱面不變時回收熱量增加，因此冷卻水流量將略有增加，系統發電功率也要高于渣溫變化時的發電功率。同樣在出水溫度150 ℃、排渣溫度保持不變時，機組的發電功率增加近1.2 MW，相比排渣溫度提高時增加了0.1 MW(圖8)。因此，機組建設之初或冷渣機選型時就需要考慮選擇更高出水溫度，以達到更好的節能效果，或根據技術改造的投資收益，對冷渣機技術改造做出綜合評估。

相比較鍋爐蒸汽溫度，冷渣機的出水溫度較低，熱量品質較低，因此，在冷渣機出水接入汽輪機回熱系統后，相當于在高參數的熱力循環基礎上，耦合了一個低參數的熱力循環，因此其綜合的循環效率有所降低(圖9)。由圖9可知，隨著出水溫度的提高，循環效率逐漸上升，但總體上低于冷渣機出水不接入低壓加熱器出口時的循環效率。

圖9 滾筒冷渣機對機組循環效率的影響Fig.9 Effect of drum slag cooler on cycle efficiency of unit

由于冷渣機熱量來源于熱渣，并沒有多消耗燃料，但發電機功率增加，因此機組熱效率增加。因此，若底渣熱量未回收接入低壓加熱器，機組的循環效率較高，而鍋爐熱效率降低，機組效率降低;若熱渣熱量回收入低壓加熱器，機組循環效率略有降低，但鍋爐效率或機組效率會有所提高。

4 結 論

1)循環流化床鍋爐底渣溫度高，渣量較大，攜帶熱量較多，若不能充分利用，鍋爐效率降低明顯。因此，冷渣機應作為鍋爐底渣熱回收設備使用，將其冷卻水接入機組的低壓加熱器或供暖系統，實現灰渣余熱利用。

2)滾筒冷渣機本體熱效率受冷卻水流量影響較大，適當降低冷卻水流量時，滾筒冷渣機的排渣溫度會提高，熱回收量及熱效率降低，但冷卻水出水溫度提高，可接入更高級低壓加熱器出口，以實現余熱資源的充分利用。

3)滾筒冷渣機的出水接入低壓加熱器后，機組蒸汽動力循環效率降低，但機組的發電功率將增加，且隨著冷渣機出水溫度提高，系統增加的發電功率越多，在冷渣機出水達到150 ℃并接入除氧器入口時，至少可增加機組發電功率1.1 MW。

4)機組建設之初或技術改造時，冷渣機設備選型過程中要選擇盡可能高的出水溫度，因此要不斷提高冷渣機的耐壓水平和出水溫度，以達到更好的系統收益。