1 000 MW旋流對沖鍋爐配風優化調整

方軍庭， 韓 磊， 馬啟磊

(中國大唐集團科學技術研究院有限公司 華東電力試驗研究院， 合肥 230031)

旋流對沖燃燒鍋爐由于其燃燒器結構及布置方式的局限性，導致燃燒器之間的混合及燃燒后期擾動差，易出現CO排放質量濃度高的問題。由于二次風風箱較長，二次風在沿爐膛寬度方向存在著一定的壓力梯度，造成鍋爐沿爐膛寬度方向O2體積分數分布偏差大，爐膛中部區域進風量大，兩側墻區域進風量小。風箱內各燃燒器之間的流量分配不均勻，進而對燃燒和污染物排放特性產生一定的影響。若運行調整不當，將造成水冷壁高溫腐蝕、燃燒器燒損以及排煙溫度高、鍋爐熱效率低等問題[1-6]。

要優化控制風箱內各燃燒器之間的二次風流量分配，需要詳細了解風箱內的流動特性及二次風在多個燃燒器之間的流量分配特性。通過合理優化調整鍋爐配風，能夠有效降低CO排放質量濃度高等問題[7]。

目前，對沖鍋爐二次風量分配及流動特性研究主要應用數值模擬方法[8-10]。陳天杰等[11]對某電廠660 MW鍋爐二次風箱內部各旋流燃燒器之間的流量分配特性進行了數值模擬研究，結果表明：同一風箱內，在葉片開度相同的情況下，兩側燃燒器的流量低于中間燃燒器的流量，流量偏差在6%～10%。

筆者通過數值模擬分析及現場試驗對對沖鍋爐燃燒器配風進行優化調整，為鍋爐運行及優化研究提供依據。

1 設備概況及布置

某電廠1 000 MW機組鍋爐為DG3060/27.46-π1型超超臨界變壓直流爐，鍋爐共設有48個燃燒器，分為6層布置，每層8個燃燒器由同一臺磨煤機供給煤粉，采用HT-NR3旋流式低NOx燃燒器，前后墻布置，對沖燃燒。最下層A磨煤機8個燃燒器配置等離子點火裝置。

HT-NR3旋流式低NOx燃燒器將燃燒用空氣分為一次風、內二次風、外二次風和中心風四部分，燃燒器結構見圖1。

圖1 HT-NR3旋流式燃燒器結構示意圖

燃燒器二次風箱為運行燃燒器提供內二次風和外二次風，為停運燃燒器提供冷卻風。內二次風和外二次風通過燃燒器內同心的內二次風、外二次風環形通道在燃燒的不同階段噴入爐內，實現分級供風，降低NOx的生成量。

進入燃燒器的內二次風量可通過燃燒器上的二次風門擋板進行手動調節，調節量程為0°～90°。通過調節內二次風門擋板可得到適當的風量，以獲得最佳燃燒工況，即良好的著火穩燃性能、高燃燒效率、低NOx排放量，以及防止燃燒器結焦等。內二次風通道內布置有軸向旋流器使經過的二次風產生旋轉，離開燃燒器后旋轉的氣流在離心力的作用下擴張，從而在中心區域產生負壓，使高溫煙氣回流，為煤粉氣流的著火提供能量。內二次風旋流器為固定式，不可調節，葉片傾角為60°。

進入燃燒器的外二次風量可通過燃燒器上切向布置的葉輪式風門擋板進行調節，調節量程為0%～100%，調節外二次風門擋板開度，可得到合適的外二次風量和外二次風旋流強度，以獲得最佳燃燒工況。

2 優化調整前鍋爐運行情況

燃燒器配風調整前，對1 000 MW和750 MW負荷進行了摸底試驗。試驗煤質的工業分析結果見表1，摸底試驗數據見表2(1 000 MW負荷時，磨煤機運行方式為A、B、D、E、F。750 MW負荷時，磨煤機運行方式為A、B、E、F)。

表1 試驗煤質的工業分析

表2 摸底試驗鍋爐性能參數

1 000 MW負荷下，省煤器出口截面煙氣平均O2體積分數為2.54%，A1測點O2體積分數僅為1.01%，與爐膛中部O2體積分數偏差超過3百分點；A1測點CO排放質量濃度超過14 000 mg/m3，B6測點CO排放質量濃度為4 800 mg/m3，平均CO排放質量濃度為2 822 mg/m3；鍋爐排煙溫度為129.0 ℃，高于設計值12 K；鍋爐熱效率為93.67%，低于設計值0.51百分點。

750 MW負荷下，省煤器出口截面煙氣平均O2體積分數為3.64%，B6測點O2體積分數僅為0.76%，與爐膛中部O2體積分數偏差超過4百分點；A1測點CO排放質量濃度為6 800 mg/m3，B6測點CO排放質量濃度為6 000 mg/m3，平均CO排放質量濃度為1 795 mg/m3；鍋爐排煙溫度121.0 ℃，高于設計值8 K；鍋爐熱效率為94.10%，低于設計值0.17百分點。

摸底試驗結果表明：該配風方式下爐膛中部區域進風量大，兩側區域進風量小，爐膛兩側局部區域缺氧明顯；CO排放質量濃度高將導致嚴重的爐內還原性腐蝕和結焦傾向，易發生爆管和泄漏，給鍋爐運行帶來極大的安全隱患；排煙溫度高，鍋爐熱效率低于設計值。該配風方式已無法滿足爐內正常燃燒，需進行優化調整。

3 數值模擬優化

為優化鍋爐配風方式，采用FLUENT軟件對旋流燃燒器二次風箱進行數值模擬。二次風箱內每層等距安裝8個旋流燃燒器，由各層風室兩側入口均勻進風。二次風箱入口設計風速較低，可將二次風箱視為一個靜壓風箱，進口截面采用速度邊界條件，平均速度為14.8 m/s；燃燒器出口截面采用壓力出口邊界條件，平均速度為40 m/s；采用標準k-ε湍流模型進行計算。在煙道阻力特性及進口流速不變的情況下，改變旋流燃燒器外二次風門開度，研究每層風室內各燃燒器流量分配特性的變化規律，對旋流燃燒器配風進行優化調整。

不同方案下的各燃燒器外二次風門開度大小見表3。

表3 外二次風門開度調整方案

圖2為每個燃燒器外二次風門開度均為80%及風門開度改變后各方案下的流量比例，圖中流量比例為各燃燒器風量占總風量之比。

圖2 外二次風不同風門開度下燃燒器流量占比

從圖2可以看出：在外二次風門開度均為80%時，1號和8號燃燒器流量最小，占比僅7.5%，4號和5號燃燒器流量最大，占比17.3%，即由爐膛兩側到爐膛中部燃燒器流量逐漸增加，1號和5號燃燒器流量偏差近10百分點。

方案1中將4號和5號燃燒器風門開度減小至50%，4號、5號燃燒器流量比例下降至15.8%，1號、8號燃燒器流量比例增加至約8.9%，2號、3號、5號、6號燃燒器流量比例變化較小，爐膛兩側與中部燃燒器流量偏差減小。方案2中將1號、2號、7號、8號燃燒器風門開度增加至100%，3號、6號燃燒器風門開度降低至50%，4號、5號燃燒器流量比例下降至13.9%，1號、8號燃燒器流量比例增加至10.8%，2號、7號燃燒器流量比例增加至12.1%，3號、6號燃燒器流量比例降低至13%。方案3在方案2的基礎上，將4號、5號燃燒器風門開度降低至30%，各燃燒器流量占比均為12.5%左右。

4 鍋爐配風優化調整及效果

根據摸底試驗結果，優化調整鍋爐配風方式，保持各燃燒器內二次風門開度均為45°，按照方案3調整外二次風門開度。

燃燒器配風調整后，在鍋爐1 000 MW和750 MW負荷下進行試驗，試驗煤質與調整前相同。調整前后省煤器出口截面煙氣中O2體積分數及CO排放質量濃度對比見圖3～圖6，試驗數據見表4(1 000 MW負荷時，磨煤機運行方式為A、B、D、E、F。750 MW負荷時，磨煤機運行方式為A、B、E、F)。

圖3 1 000 MW工況調整前后煙氣中O2體積分數對比

圖4 750 MW工況調整前后煙氣中O2體積分數對比

圖5 1 000 MW工況調整前后CO排放質量濃度對比

圖6 750 MW工況調整前后CO排放質量濃度對比

表4 鍋爐配風優化調整后性能試驗參數

配風調整后1 000 MW負荷下，省煤器出口截面煙氣平均O2體積分數為3.02%，O2體積分數沿爐膛寬度方向分布均勻；A1、B6測點CO排放質量濃度約為600 mg/m3，平均CO排放質量濃度為146 mg/m3；鍋爐排煙溫度為117.3℃，與設計值持平；鍋爐熱效率為95.01%，高于設計值0.83百分點。

750 MW負荷下，省煤器出口截面煙氣平均O2體積分數為3.75%；A1測點CO排放質量濃度為108 mg/m3，B6測點CO排放質量濃度為404 mg/m3，平均CO排放質量濃度為105 mg/m3；鍋爐排煙溫度108.5 ℃，低于設計值4.5 K；鍋爐熱效率為95.29%，高于設計值1.02百分點。

5 結語

(1) 該1 000 MW超超臨界對沖燃燒鍋爐由于二次風箱結構的原因，二次風在沿爐膛寬度方向存在著一定的壓力梯度，造成鍋爐沿爐膛寬度方向O2體積分數分布偏差大，爐膛中部區域進風量大，兩側墻區域進風量小。1 000 MW負荷下局部CO排放質量濃度超過14 000 mg/m3，排煙溫度高，鍋爐熱效率低于設計值。

(2) 根據鍋爐運行現狀，優化配風方式，通過調整不同燃燒器風門開度，加大缺氧區域風量，減少富氧區域風量，提高O2體積分數分布的均勻性。鍋爐配風優化調整后，在1 000 MW和750 MW負荷下，煙氣中CO排放質量濃度明顯降低，平均值分別降低至146 mg/m3和106 mg/m3，爐內還原性腐蝕和結焦傾向降低，鍋爐運行安全性提高。

(3) 在1 000 MW和750 MW負荷下，配風優化調整后鍋爐平均排煙溫度分別降低11.7 K和12.5 K，鍋爐熱效率分別提高了1.34百分點和1.19百分點，鍋爐經濟性顯著提高，配風優化調整效果明顯。