馬欣敏

（上海發(fā)電設備成套設計研究院，上海200240）

隨著鍋爐給水溫度的提高，僅用省煤器已不能有效地降低鍋爐排煙溫度，若將省煤器出口的煙氣用來加熱燃燒所需的空氣，則可以進一步降低排煙溫度；同時被加熱的空氣改善了燃料的著火條件和燃燒過程，提高了理論燃燒溫度，強化爐膛的輻射傳熱，進一步提高鍋爐效率。因此，空氣預熱器成為鍋爐必不可少的設備之一［1］。

鍋爐空氣預熱器一般布置于省煤器出口煙道中，工作于煙氣溫度最低區(qū)域，使用一段時間后，由于腐蝕、磨損等原因，會發(fā)生空氣向煙氣側泄漏，嚴重時還會影響鍋爐的安全運行?？諝忸A熱器的漏風還會導致燃燒特性的變化，漏風量變大時，熱風溫度下降；由于出口煙氣中氧體積分數(shù)升高，排煙溫度也隨之下降，導致冷端受熱面壁溫下降，加速了低溫腐蝕［2］。

筆者通過對一臺225t／h鍋爐二分倉回轉式空氣預熱器的測試及分析計算，提出了減小漏風、提高熱風溫度的空氣預熱器優(yōu)化改造方案，并提出了通過改變扇形倉布置角度、減少磨損的優(yōu)化改造新思路。

1 設備概況

該鍋爐是德國Steinmuller公司生產的自然循環(huán)鍋爐，本體呈箱式布置，采用輥式磨煤機直吹式制粉系統(tǒng)，煤粉經由三只縫隙式燃燒器進入爐膛，形成“U”形燃燒火焰。利用寬節(jié)距膜式水冷壁將鍋爐分隔成為前后兩個煙道，煙氣經前煙道轉彎進入后煙道，先后流經三級過熱器和省煤器，再經過回轉式空氣預熱器、電氣除塵器之后，經引風機排入煙囪。

空氣預熱器為VN型回轉式，原設計為二分倉，煙氣側和空氣側各占150°；12格倉，每個格倉扇形角度為30°；轉子直徑5.2m，轉速1.75r／min；傳熱元件分為3層布置，3層均采用了相同的常規(guī)波形；熱端高度為400mm，波形板厚度為0.5mm；中間層高度為300mm，波形板厚度為1mm；冷端高度為315mm，波形板厚度為1mm（材料為09CuPCrNi-A）；密封裝置分為徑向密封和環(huán)向密封。

2 存在問題

為準確分析鍋爐空氣預熱器及引風機運行狀況，2011-08-02對該鍋爐空氣預熱器及引風機進行了測試，具體數(shù)據(jù)見表1。

表1 空氣預熱器試驗數(shù)據(jù)表

2.1 漏風大與磨損嚴重

空氣預熱器自1998年更換新傳熱元件投運，即發(fā)現(xiàn)漏風率超過設計值較多，一般為14%左右。經過近14年的運行，空氣預熱器傳熱元件磨損嚴重，在近幾年小修過程中，在靜電除塵器位置發(fā)現(xiàn)其傳熱元件碎片（見圖1）；同時各密封元件及傳熱元件磨損的進一步加大，導致空氣預熱器漏風率逐年上升，試驗測試漏風率高達20.37%。

圖1 空氣預熱器傳熱元件碎片

2.2 熱風溫度低與排煙溫度高

高溫段密封片磨損嚴重，漏風嚴重?？諝忸A熱器入口煙氣溫度偏低，降低了空氣預熱器的傳熱溫壓，導致出口熱風溫度明顯比設計值低，僅有260～270℃，嚴重影響了爐膛燃燒的穩(wěn)定，低負荷工況經常需要投油助燃，稍有不慎將導致爐膛滅火，嚴重影響鍋爐安全運行；同時由于漏風嚴重，鍋爐排煙溫度經過修正后為195～200℃，較設計值偏高，鍋爐效率也明顯降低。

2.3 引風機載荷加大

由于煤種波動及空氣預熱器漏風嚴重，煙氣量增加，排煙熱損失加大。隨著引風機負載逐年加大，在額定負荷下引風機擋板門已全開，這時脫硫旁路門開度在10%左右，否則爐膛負壓不穩(wěn)定，時有冒正壓現(xiàn)象。尾部煙道阻力明顯上升，對鍋爐安全運行形成威脅。

3 漏風大及熱風溫度低的原因

由于空氣預熱器是傳熱元件轉動的回轉式空氣預熱器，傳熱元件通過空氣側時所包容的空氣隨著傳熱元件一起轉動，因此空氣預熱器運行時會不斷地把空氣帶入煙氣側，形成攜帶漏風。轉子動密封片與靜密封部件之間為固定間隙的密封形式，而設備中每個部件所處的溫度場不同，并且在不同的負荷下會產生不同的熱膨脹，因而密封間隙隨溫度不同而變化；同時，流經空氣預熱器的空氣和煙氣之間存在壓力差，壓力較高的空氣必然要通過變化的間隙流入壓力較低的煙氣中，形成空氣預熱器直接漏風［2］?？諝忸A熱器的漏風由直接漏風和攜帶漏風兩部分組成，直接漏風占空氣預熱器整個漏風的70%～80%，攜帶漏風約占空氣預熱器整個漏風的20%～30%。

3.1 密封結構設計、安裝缺陷

密封結構缺陷有：

（1）徑向、環(huán)向、軸向密封設計上存在不足 。

空氣預熱器轉子每個倉格的扇形角度與扇形板的角度均設計成30°，因此徑向密封片與扇形板之間，僅為單道密封結構形式；同時由于該空氣預熱器轉子為周向驅動模式，設計時沒有布置軸向密封。由密封原理可知，間隙越大，間隙兩側流體壓差越大，其泄漏量也越大。

（2）缺乏空氣預熱器轉子熱態(tài)變形引起漏風的計算方法。

由于空氣預熱器采用逆流式再生熱交換，即高溫煙氣是從上而下流動，而冷空氣是從下而上的流動，形成轉子上部溫度高，下部溫度低，出現(xiàn)了轉子受熱面外圍下沉的“磨菇狀”變形［3］；同時為防止安裝間隙過小而導致空氣預熱器過載停運事故，人為地將轉子外側熱端徑向密封片與扇形板之間的間隙放大4～5mm，導致了空氣預熱器漏風加劇。

3.2 傳熱面積不夠

鍋爐為箱型布置，尾部煙道設計緊湊，空氣預熱器傳熱元件直徑也相對較小，而原設計煤種下熱風溫度較低（為290℃），針對現(xiàn)運行煤種，整體傳熱面積相對不足，導致熱風溫度偏低和排煙溫度偏高。

3.3 磨損引起熱端漏風嚴重

由于運行煤種常年波動，其灰分質量分數(shù)較設計煤種偏高，燃煤量明顯增加；同時為保證燃盡，爐膛過量空氣系數(shù)（煙氣中氧氣體積分數(shù)）也有所增加，導致空氣預熱器中煙速明顯增加?？諝忸A熱器高溫段由于煙氣體積大，流速高，沖刷磨損嚴重，導致密封元件及傳熱元件磨損嚴重，熱段漏風增大，影響了空氣預熱器入口煙溫，最終導致漏風增加，熱風溫度降低。

4 改造方案

空氣預熱器雖已多次進行了消缺處理和密封間隙調整工作，但其漏風率仍高達20.37%，而且煙氣側阻力高達1 580Pa，引風機容量明顯不足。通過現(xiàn)場勘查，不具備更換大容量高風壓引風機的條件，因此對空氣預熱器進行技術改造。在對測試結果進行分析計算的基礎上，確定空氣預熱器局部改成雙密封、增加傳熱元件高度的改造方案，并論證了改變扇形板布置角度的技術可行性。

4.1 增加分倉及密封系統(tǒng)改造

將原設備的單道徑向密封布置形式改為扇形板下雙道徑向密封布置，即在轉子每個倉格的中間，從上到下增加一道徑向隔板，將冷端和熱端原有的12道徑向密封片改為24道；將原倉格受熱面的扇形角30°改為15°，使熱、冷端徑向密封在空氣預熱器運行中每一時刻均有2片密封片起密封作用，同時每道徑向密封片上均采用固定式密封及接觸式軟密封雙密封片形式，增加泄漏通道上的阻力，減少密封片兩側壓差，從而減少泄漏量（見圖2）。

圖2 改造前后密封片布置

將原設備的單道環(huán)向密封改為雙道環(huán)向密封布置，可以使環(huán)向密封在冷態(tài)和熱態(tài)都具有很小的密封間隙。原空氣預熱器采用了周向驅動方式，所以并未安裝軸向密封。結合增加分倉和扇形板的改造，現(xiàn)空氣預熱器增加軸向密封裝置，使熱、冷端軸向密封在空氣預熱器運行中每一時刻均有2片密封片起密封作用（見圖3）。

圖3 改造后的環(huán)向密封和軸向密封

4.2 增加傳熱面積

在熱端增加300mm高度傳熱元件，傳熱元件高度由原設計的1 015mm增加到1 315mm，傳熱面積較改造前增加30%左右。

4.3 更換板型

高溫段采用換熱能力強的DU板型，冷端采用了防堵灰能力強的專用板型，盡量防止在現(xiàn)運行高灰分煤種下積灰、堵灰。

4.4 優(yōu)化布置扇形倉角度

若空氣預熱器漏風率為20%、引風機擋板開度為85%時，空氣預熱器煙氣流速高達22m／s，明顯高于同類型空氣預熱器推薦煙速值。在進行如4.1所述改造后漏風率有所下降，但經過如4.1所述改造后增加了傳熱元件高度，在相同的煙氣量下，煙氣側阻力增加，加大了引風機的載荷。因此，為減少空氣預熱器阻力，減少磨損，應重新布置扇形板角度。在不影響傳熱的基礎上盡量加大煙氣側流通面積，煙氣側流通面積由原150°改為180°，空氣側流通面積由原150°減少到120°（見圖4）。通過上述改造降低了煙速，減少磨損，同時也減少了煙氣側阻力，改善了引風機的工況。

圖4 空氣預熱器介質通流面積的改進

5 改造方案性能計算分析

5.1 漏風率

由于煙氣、空氣壓差引起的直接漏風占空氣預熱器總漏風量的80%左右。直接漏風可按下式計算：封道數(shù)；Δp為空氣側與煙氣側壓差。

由式（1）可以看出，減少漏風最有效的方法是減少泄漏面積，其次是增加密封道數(shù)。直接漏風與密封道數(shù)的平方根成反比，與泄漏面積成正比。增加密封道數(shù)收益以單道改為雙道效果最顯著。經過如4.1所述的改造后，徑向密封由原設計的單徑向密封改為雙徑向密封結構，可將直接漏風量降低約（1 -）×100%＝29%，漏風率約下降29%×80%＝23.2%［4］。

由此可得：雙徑向密封結構的漏風量比單徑向密封結構減少23%左右；同時在增加軸向雙密封后，確保空氣預熱器在任何時刻均有不少于2道軸向密封與軸向圓弧板形成密封，提高了密封性能，降低了漏風。環(huán)向密封改成雙密封后，進一步減少了煙氣與空氣間的短路，增強換熱效果，從而減少了空氣預熱器旁路漏風量。再結合密封間隙的現(xiàn)場調整，預計漏風率可降低到12%左右。

5.2 熱力計算及煙氣阻力計算

對方案1（4.1、4.2、4.3所述的改造）和方案2（4.1、4.2、4.3、4.4所述的改造）進行計算分析［5］，結果見表2。

式中：K為漏風阻力系數(shù)；A為密封間隙；Z為密

表2 計算結果匯總

5.3 磨損計算

對于燃煤鍋爐來說，由于大量的灰粒子流經尾部受熱面，因此這些受熱面磨損不可避免。金屬磨損量與灰粒子所具有的能量有關；而灰粒子具有的能量主要為動能，其勢能可忽略?；伊Ｗ拥膭幽茉酱?，金屬磨損也越嚴重，平均磨損量為：

式中：C為與灰粒的磨損性能、金屬材料的抗磨性能、受熱面的結構特性等有關的系數(shù)；η為灰粒撞擊到受熱面上的幾率；μ為煙氣中灰粒的質量濃度，g／m3；w為灰粒速度，可近似地認為等于煙速，m／s；τ為工作時間，s。

根據(jù)煙速降低數(shù)值，改造后方案1及方案2磨損量分別為改造前的79%和44%，特別是通過扇形板優(yōu)化布置后，方案2更可以大幅降低磨損，延長傳熱元件的使用壽命。

6 結語

從上述分析可知：方案2能有效降低煙氣流速，減少傳熱元件磨損，但排煙溫度降低至171℃，較方案1的169℃稍高2K；方案2空氣預熱器阻力比原設計降低400Pa，比方案1減少500Pa，有效地解決了增加傳熱元件高度帶來的阻力升高及引風機負載大的問題，同時還為日后在不改造引風機的情況下，在尾部增設“可控壁溫式換熱器”奠定了基礎。

［1］車得福，莊正寧，李軍，等.鍋爐［M］.2版.西安：西安交通大學出版社，2008.

［2］夏志強，朱新源.回轉式空氣預熱器漏風問題的分析與對策［J］.電站系統(tǒng)工程，2009，25（4）：33-34.

［3］許琦，田宏偉.二分倉回轉式空氣預熱器密封改造［J］.華東電力，2004，32（7）：61-64.

［4］曹軍，劉平元，卞志華，等.雙道密封技術在回轉式空氣預熱器上的應用［J］.發(fā)電設備，2006，20（3）：160-162.

［5］佚名.鍋爐機組熱力計算標準方法［M］.原蘇聯(lián)1973年版.北京鍋爐廠設計科，譯.北京：機械工業(yè)出版社，1976.

［6］馬欣敏，蔣曉鋒，王敬喜，等.75t／h燃煤鍋爐供熱增容節(jié)能改造［J］.發(fā)電設備，2012，26（6）：437-440.