330MW燃煤發電機組煤耗異常的分析及應對措施

李勇

江蘇華電揚州發電有限公司

0 概述

江蘇華電揚州發電有限公司的2臺330MW機組，汽輪機由哈爾濱汽輪機有限公司生產的C300/N330-16．67/538/538型亞臨界一次中間再熱、單軸、高中壓缸合缸、雙缸雙排汽、抽汽凝汽式汽輪機。鍋爐由東方鍋爐廠生產的DG1036/18．2～Ⅱ4型亞臨界、四角切圓燃燒、自然循環汽包爐，為單爐膛π型露天布置，燃用煙煤，一次再熱，固態排渣。[1]

1 現狀調查

近期，#7機組存在煤耗偏大的現象，通常情況下影響機組發電煤耗的主要因素有：機組負荷率、主蒸汽壓力、主蒸汽和再熱蒸汽溫度、減溫水流量、排煙溫度、給水溫度、飛灰含碳量、凝汽器真空、汽機輪機缸效和機組廠用電率等。300MW機組主要參數耗差見表1。

針對#6、#7機組運行參數（表2）進行對比分析，找出影響#7機煤耗的主要原因(注：對比表2中數據為正表示#7機組高于#6機組，數據為負表示#7機組低于#6機組)。

表1 300MW機組主要參數耗差

表2 （a） 排煙溫度對比

表2 （b） 機組負荷率對比

表2 （c） 減溫水流量對比

表2 （d） 主蒸汽壓力對比

表2 （e） 主蒸汽溫度對比

表2 （f） 再熱蒸汽溫度對比

表2 （g） 凝汽器真空度對比

表2 （f） 廠用電率的對比

通過以上數據對比，并按發電廠機組主要參數耗差表計算后得出以下結果：

1．#7機組排煙溫度平均值比#6機組高4．388℃，煤耗比#6機組高0．73g/kWh；

2．#7機組平均負荷率比#6機組低3．316%，煤耗比#6機組高1．77g/kWh；

3．#7機組再熱蒸汽減溫水流量平均值比#6機組高4．154t/h，平均煤耗比#6機組高0．278g/kWh；

4．#7機組主汽壓力平均值比#6機組低0．544MPa，平均煤耗比#6機組高1．34g/kWh；

5．#7機組主汽溫度比#6機低0．706℃，煤耗比#6機組高0．13g/kWh；

6．#7機組再熱汽溫平均值略高于#6機組0．288℃，再熱汽溫并非造成#7機組煤耗比#6機組高的原因。

7．#7機組真空度平均值略好于#6機組0．378%，真空度并非造成#7機組煤耗比#6機組高的主要原因。

8．#7機組平均廠用電率比#6機高約0．062%，煤耗較#6機高0．23g/kWh。

2 原因分析

通過上述對比，可以排除再熱汽溫和真空度對#7機煤耗的影響，造成#7機發電煤耗高于#6機組的主要原因為：①#7爐排煙溫度偏高；②#7機組負荷率偏低；③#7機組再熱器減溫水量偏大；④#7機組主汽壓力偏低；⑤主汽溫略低于#6機組；⑥廠用電率略高于#6機組。

2.1 排煙溫度偏高的原因分析

通常情況下，排煙溫度高的主要原因有煤種煤質、燃燒系統漏風、爐膛火焰中心位置、受熱面結焦、積灰、過量空氣系數、溫度測點誤差以及鍋爐本身設計等原因[2]。

由于#6、#7爐燃用相同煤種，而#7爐排煙溫度始終偏高，排除了因煤種的原因造成#7爐排煙溫度高于#6爐。

為便于分析，選取#6、#7爐相同負荷下的數據進行分析比較，見表3。

由表3可見，在相同的環境溫度和負荷情況下，#7機組的排煙溫度始終高于#6爐7℃左右；從空氣預熱器入口的煙溫對比可見，#7爐空預器入口煙溫始終高于#6爐10℃～17℃；鍋爐轉向室出口煙溫平均值基本持平；#7機組送風機、吸風機電流略大，且#7機組在滿負荷時氧量顯示偏低的情況下，送吸風機電流均略大于#6機組；#7爐兩側空氣預熱器進口煙溫基本相同的情況下，#72側空氣預熱器出口溫度始終高于#71側出口煙溫。

通過對比分析,造成#7爐排煙溫度高的原因有以下幾種：①#7爐煙道受熱面積灰、結焦，造成受熱面換熱能力下降，因此在空預器入口的煙溫比#6爐高出許多。②#7爐燃燒器布置和#6爐不同，雖然#6、#7爐型號相同，但在2011年-2012年期間對#6、#7爐進行了低NOx燃燒改造，兩臺爐采用不同方式的低NOx燃燒器，使#6、#7爐火焰中心位置不同，造成排煙溫度#7爐偏高。③通過風機電流分析#7爐煙氣系統可能存在漏風或者堵塞的情況，造成排煙溫度升高。④#7爐在兩側空氣預熱器進口煙溫基本相同的情況下,#71側空氣預熱器出口溫度始終高于#72側出口煙溫，說明#71側空氣預熱器換熱效果較#72側差，#72側空預器有可能存在積灰堵塞或者漏風率大。

表3 #6、#7爐相同負荷下的數據

2.2 影響機組負荷率的原因

正常情況下，機組投入AGC運行，負荷由省調度中心統一調度，機組的負荷率主要受電網用電負荷的影響。

2.3 #7爐再熱器減溫水流量大的原因

#7機組慣性較大，協調控制較差，超調大，加減負荷時參數波動大，經常使用減溫水控制汽溫；

減溫水調整閥內漏大，近期#71側再熱器減溫水在調整門全關的情況下，開啟電動門即有4t/h流量，既影響了再熱汽溫的調整又增加了減溫水的用量。

在低NOx燃燒器改造后，#7爐火焰中心位置可能偏高，造成減溫水量偏大。[3]

低負荷時管壁存在超溫現象，經常需要使用減溫水以降低再熱汽溫控制壁溫，造成了減溫水流量偏大。

2.4 #7機組主汽壓力偏低的原因

（1）由于機組采用滑壓運行，主汽壓力主要受負荷率的影響，通過分析發現#7機組平均負荷率低于#6機組，負荷率偏低是造成#7機組主汽壓偏低的主要原因之一。

（2）由于#7機高壓調門性能的原因，#7機組于2012年根據《#7機組閥門特性試驗》報告的要求對#7機滑壓曲線進行了修改。#6、#7爐負荷-曲線對比見表4。

表4 #6爐、#7爐負荷-曲線

由表4可見，#7爐負荷在270MW時主汽壓力為16．04MPa，比#6爐270MW負荷時低了0．46MPa。

（3）#75高調存在缺陷，開啟時晃動大，晃動期間對主汽壓、熱量信號等參數影響很大，為避開晃動區域，經常需要降低滑壓偏值，造成壓力偏低。

（4）#7機2瓦軸承溫度偏高，有時達95℃以上，為降低瓦溫,需要增大調門開度，以降低主蒸汽壓力運行。

2.5 #7機組廠用電率偏高的主要原因

（1）#7機組循泵耗電率略高于#6機組，具體對比數據見表5。

由表5數據對比發現，機組正常運行時，#7機組循泵耗電率始終略高于#6機組，分析其主要原因：（1）#7機組負荷率偏低；（2）四臺循泵額定功率均為1 600kW，實際運行中#7機組兩臺循泵功率始終較#6機組大，具體對比數據見表6。

由表6數據可見，#7機組兩臺循泵的實際功率始終大于#6機組是造成正常運行時#7機組循泵耗電率高于#6機組的原因之一。

（2）#7爐風機耗電率略高于#6爐，具體對比數據見表7。

表5 #6和#7機組循泵耗電率

表6 #6機組和#7機組循泵耗電量

表7 #6機組和#7機組風機耗電量

由表7數據對比可以發現，#7機組風機耗電率略大于#6機組。造成風機耗電率大的主要原因：（1）受負荷率影響。根據有關數據分析，通常情況下，負荷率越高，風機耗電率相對越大，但從幾個月的對比數據看，這時段#7爐負荷率低，可排除負荷率的影響。（2）煙道阻力增加、系統漏風。煙道積灰堵塞將使煙道阻力增加，風機耗電率相應增加。風煙系統漏風不僅造成排煙溫度上升，同時，會增加風機耗電率。

3 應對措施

（1）控制#7爐火焰中心位置。運行中，將#7爐燃燒器擺角固定在水平位置；#7爐正常運行時采用#1-#4磨煤機制粉系統，機組加負荷煤量不夠時啟用#5制粉系統；摻燒特殊煤種時，#7爐#1、#4制粉系統加特殊煤種；合理調整二次風配比，加減負荷時及時調整二次風配風方式。

（2）采用合適的過量空氣系數。低負荷時，#7爐氧量控制在3．0%～3．5%之間，高負荷時，可根據吸風機的出力情況適當降低氧量，但不低于2．8%，防止鍋爐結焦。

（3）加強受熱面吹灰，嚴格按照鍋爐定期工作計劃，早班對爐膛進行吹灰，中班對煙道吹灰，每班對空氣預熱器進行兩次吹灰。當再熱器管壁溫度較高時有針對性地對爐膛及煙道增加吹灰次數，以保持受熱面的清潔度，在降低排煙溫度同時，可減少控制壁溫使用的減溫水量。針對有缺陷的吹灰器需及時聯系檢修消缺，確保吹灰器能正常投運。

（4）利用調停期間，對#7爐空預器、爐膛、煙道受熱面進行全面檢查，發現漏風、積灰結焦堵塞的情況，及時消除。

（5）熱控專業人員對排煙溫度測點進行校對，確保排煙溫度測點的準確性。

（6）利用調停機會，消除再熱器減溫水調整閥以及其他熱力系統閥門內漏的缺陷，減少熱源損失。

（7）進一步優化#7爐協調控制系統，提高協調控制的調節性能，減少機組加減負荷時對參數的影響。

（8）由于#7機組煤耗相對偏高，遇調停時，盡量調停#7機組。

（9）機組運行時，根據環境溫度變化及時調整循泵運行方式，確保機組在最佳真空狀態下運行。機組啟停時嚴格按照規程規定及時啟停循泵，以降低循泵耗電率。

（10）利用調停機會找出#75高調門故障的原因，并及時消除故障。同時，建議對#7機組進行閥門性能試驗，根據試驗結果決定是否需修改邏輯中的負荷-壓力曲線，以提高主蒸汽壓力。

（11）建議對#7爐進行動力場試驗及燃燒性能試驗，消除燃燒器方面的缺陷，為鍋爐燃燒調整提出指導意見，減少熱態調整的盲目性，以達到降低煤耗的目的。

4 結語

通過對公司#6、#7機組各項經濟指標的分析對比，找出了造成#7機組煤耗偏高的主要因素有排煙溫度偏高、機組負荷率偏低、減溫水量偏大、主汽壓力偏低等，提出針對性的應對措施，為實現機組煤耗的降低，提高公司整體經濟效益奠定了良好基礎。