低品质热源综合利用(锅炉尾部烟气)研究报告

低品质热源综合利用（锅炉尾部烟气）研究
报告
1．前言
烟气余热利用从上世纪50年代以来，在6.0～1000MW等级电站锅炉上进行了广泛的探索，取得了一定的成绩，但是与国外先进设计相比存在较大差距，上世纪90年代以来，俄罗斯、德国等国家根据能源价格和环保要求的变化，锅炉排烟温度设计值降低到100℃，并在新建机组或老机组改造中得到了工程验证，供电煤耗下降6～7g/kWh，其经验值得我们借鉴，目前国内还未见可行性和应用价值方面的研究报告。

根据能级和系统工程原理，“煤粉锅炉排烟温度深度冷却与恒温控制系统”提出了一种深度利用烟气余热和减少回热抽汽做功损失，实现排烟温度稳恒控制的高效系统，不但能提高电站性能，而且能深度利用锅炉余热，就该项目我们做一下经济性核算。

2．概述
根据能级和系统工程的原理，该项目提出了一种深度回收锅炉排烟热量提高汽轮机回热抽汽效率高效循环方案，如图1所示，此系统由四个部分构成：烟气深度冷却系统、空气加热前置预热器系统、旁路高压给水系统和凝结水系统。

电除尘器后烟温125℃由烟气冷却器深度冷却为到90℃，回收热量传递给热水媒，热水媒通过前置预热器系统将热量传递给空气，空气温度由20℃上升到60℃；旁路烟道从省煤器后引出19%的380℃锅炉高温烟气加热给水和凝结水，将锅炉烟温冷却到125℃。

图1具有余热回收的高效循环系统
而且认为锅炉和汽轮机回热系统均作为单能级系统，然而，锅炉中烟气是分布式热源，炉膛中烟气热能与尾部烟气的热能在品质上是有差别的，空预器、低压加热器与高压加热器、高压省煤器存在较大的能级差别，锅炉加热给水和高压加热器的热能属于高品质热能，锅炉空预器和低压加热器的热能属于低品质热能，锅炉尾部对流受热面的传热的不可逆性小于汽轮机高压抽汽加热给水的不可逆性，增加高效循环系统后，实现了增加锅炉尾部烟气加热给水减少回热系统加热给水的份额，相当于低温烟气生产出了高温蒸汽，减少了高压抽汽的做功损失，提高了机组的热循环效率。

高效循环系统与锅炉受热面吹灰系统组成锅炉冷端管理
系统，可以实现锅炉排烟温度的自动控制和锅炉排烟的深度冷却，使机组供电煤耗下降5～6g/kWh，节煤效益显著，与常规发电系统相比较，认为此系统的主要特征：1）锅炉烟气能级的梯级利用和深度冷却，减少锅炉排烟损失；
2）锅炉排烟温度的自动控制，防止锅炉低温烟气低温腐蚀，提高锅炉适应煤种、气候的变化的能力，提高安全经济及自动化水平；
3）汽轮机回热系统过热蒸汽过热度利用，回热效率提高；
4）提高了机组调峰能力，额定工况下获得2%的无煤附加发电功率。

3．经济性核算
根据项目提供的详细内容，我们用600MW机组和1000MW机组数据分别进行核算。

计算依据锅炉性能试验规程（ASME PTC 4-1998）和电站锅炉性能试验规程（GB 10184-88）。

3.1 600MW机组的数据核算
600MW机组选用上海锅炉厂有限公司型号：SG-2059/17.5-M920亚临界、控制循环、一次中间再热、直流燃烧器四角布置、切向燃烧、正压直吹式制粉系统、单炉膛、平衡通风、固态排渣、∏型紧身封闭布置、全钢架结构汽包炉数据。

首先进行烟气部分的数据计算，烟气的原始数据如表1所示，根据此数据空预器部分的计算如表2所示。

得到在81%的烟气流量进入空预器时，将一、二次风由60℃加热到设计要求的320℃时，烟气换热后的排烟温度为93.44℃，换热按照理想换热进行，空预器漏风率为5%。

表1. 烟气原始数据
名称单位数值（THA）
空气预热器进口一次风流量Kg/s 138.879
空气预热器进口二次风流量Kg/s 428.481
空气预热器进口烟气流量Kg/s 650.205
空气预热器进口一次风空气温度℃28
空气预热器进口二次风空气温度℃23
空气预热器出口一次风空气温度℃326
空气预热器出口二次风空气温度℃316
省煤器出口烟气温度℃357
空气预热器出口烟气温度℃130.5
表2. 空预器部分换热计算数据a
名称摄氏华氏平均比热容焓焓
(℃) (℉) (Btu/lbm·℉) (Btu/lbm) (kj/kg) 高温烟气入口温度357.00 674.60 0.2451 146.47 613.51 二次风入口温度60.00 140.00 0.2405 15.15 63.46 二次风出口温度320.00 608.00 0.2445 129.83 543.80 一次风入口温度60.00 140.00 0.2405 15.15 63.46 一次风出口温度320.00 608.00 0.2445 129.83 543.80
表2. 空预器部分换热计算数据b
名称单位数值）名称单位数值）烟气流量kg/s526.67 烟气放热量kj/s272525.86二次风流量kg/s428.48 排烟比热焓kj/kg96.06
一次风流量kg/s138.88 排烟比热焓Btu/lbm22.93
二次风吸热量kj/s205816.68排烟平均比热容Btu/lbm·℉0.2410
一次风吸热量kj/s66709.18空预器排烟温度
（漏风率5%）
℃93.44
根据烟气冷却器中风入口温度28℃，出口设定温度60℃，设定的排烟出口温度90℃，即核算得出烟气冷却器的入口混合后烟气温度为125.35℃，见表3。

然后又由于烟气混合前主通路的烟气温度为93.44℃，份额为81%，旁路烟气份额为19%得到混合前旁路烟气的温度为261.42℃。

其中采用理想换热条件进行核算。

表3. 烟气冷却器部分计算数据a
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
风入口温度28.0082.400.2400 1.30 5.43风出口温度60.00140.000.240515.1563.46排烟出口温度90.00194.000.244528.61119.82
表3. 烟气冷却器部分计算数据b
名称单位数值名称单位数值风流量kg/s567.36混合烟气进口焓Btu/lbm43.53风吸热量kj/s32926.82混合烟气平均比热容Btu/lbm·℉0.2410混合烟气进口焓kj/kg182.34混合烟气进口温度℃125.35混合前旁路烟气进
口温度
℃261.42———
对高温烟气省煤器进行热力核算，烟气流量为设定的总流量的19%，入口烟温为设计的357℃，出口烟气温度取温降的一半即309.21℃，则由理想换热得到给水旁路的吸热量，又根据给水的入口和出口温度得到给水旁路的流量为26.68 kg/s，见表4所示。

表4. 高温烟气省煤器部分计算数据
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
高温烟气入口温度357.00674.600.2451146.47613.51
高温烟气出口温度309.21588.580.2420123.80518.56
给水入口温度186.90— — — 784.60
给水出口温度282.40— — — 1241.36
名称单位数值
高温旁路烟气流量kg/s123.54
高温旁路烟气放热量kj/s11730.53
旁路给水流量kg/s25.68
对低温烟气省煤器进行热力核算，由烟气的入口温度309.21℃，之前得到的旁路烟气出口温度261.42℃，得到理想换热条件下凝结水旁路的吸热量，又根据凝结水旁路的入口水温和出口水温得到凝结水旁路的水流量为132.66kg/s，见表5所示。

表5. 低温烟气省煤器部分计算数据
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
低温烟气入口温度309.21588.580.2420123.80518.56
低温烟气出口温度261.42502.560.2376101.11423.52
凝结水入口温度115.20— — — 485.70
凝结水出口温度136.00— — — 574.20
名称单位数值
低温烟气流量kg/s123.54
低温烟气放热量kj/s11740.83
凝结水流量kg/s132.66
以东方汽轮机厂型号为N600-24.2/566/566，超临界、一次中间再热、冲动式、单轴三缸、四排汽凝汽式汽轮机作为核算对象，通过热经济状态方程法，建立该机组的热经济状态特性，
汽轮机热力特性及改造结构图见附图1。

并且将以上得到的给水旁路的给水流量和凝结水旁路的凝结水流量加入到汽轮机热力特性计算中，通过变工况计算得到改造后的汽轮机主要热力参数，参见表6，将新得到的热力参数再代入到热经济状态方程中，就可得出改造后汽轮机的热经济参数。

从中可以看出，通过改造利用锅炉的部分尾部烟气对给水旁路和凝结水旁路进行加热，可排挤部分抽汽流量，可使该机组热耗理论上降低147.68kj/kg，发电标准煤耗下降5.35 g/Kwh。

表6. 改造前后汽轮机热力特性数据
名称单位改造前改造后变化效率
热耗kj/kg 7534.29 7386.61 147.68 —
发电标准煤耗率g/Kwh 272.79 267.44 5.35 —
主蒸汽流量t/h 1704.17 1667.82 36.35 —
凝结水流量t/h 984.32 1004.38 -20.07 —
抽汽第一级
t/h
MPa(a)
℃
115.89
6.687
370.9
107.13
6.553
368.5
8.76
0.8396
抽汽第二级
t/h
MPa(a)
℃
140.90
4.418
315.3
130.25
4.33
313
10.65
0.9134
抽汽第三级
t/h
MPa(a)
℃
65.01
2.164
471.5
60.09
2.121
469
4.91
0.9092
抽汽第四级
t/h
MPa(a)
℃
178.36
1.086
370.1
142.35
1.108
374
36.02
0.9463
抽汽第五级
t/h
MPa(a)
℃
46.78
0.367
236.9
47.65
0.374
240
-0.87
0.9285
抽汽第六级
t/h
MPa(a)
℃
42.55
0.197
170.1
43.34
0.201
171
-0.79
0.9546
抽汽第七级
t/h
MPa(a)
℃
44.22
0.102
107.4
45.05
0.104
107.5
-0.83
0.9748
抽汽第八级
t/h
MPa(a)
℃
70.57
0.046
79.2
71.99
0.047
79.3
-1.42
0.9410
图3 600MW机组改造前后变化率a
图3 600MW改造前后变化率b
3.2 1000MW机组的数据核算
1000MW机组选用型号：DG3000/26.15—Ⅱ1超超临界参数、变压直流炉、单炉膛、一次再热、平衡通风、露天岛式布置、固态排渣、全钢构架、全悬吊结构、对冲燃烧方式，Π型锅炉数据。

首先进行烟气部分的数据计算，烟气的原始数据如表7所示，根据此数据空预器部分的计算如表8所示。

得到在81%的烟气流量进入空预器时，将一、二次风由60℃加热到设计要求的332℃和341℃时，烟气换热后的排烟温度为91.9℃，换热按照理想换热进行，空预器漏风率为5%。

表7. 烟气原始数据
名称单位数值（THA）空气预热器进口一次风流量Kg/s 128.6
空气预热器进口二次风流量Kg/s 777
空气预热器进口烟气流量Kg/s 1028.4
空气预热器进口一次风空气温度℃27
空气预热器进口二次风空气温度℃27
空气预热器出口一次风空气温度℃332
空气预热器出口二次风空气温度℃341省煤器出口烟气温度℃369
空气预热器出口烟气温度℃122
表8. 空预器部分换热计算数据a
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
高温烟气入口温度369696.200.2461152.39638.28二次风入口温度60.00140.000.240515.1563.46二次风出口温度341.00645.800.2445139.07582.52一次风入口温度60.00140.000.240515.1563.46一次风出口温度332.00629.600.2443135.00565.46
表8. 空预器部分换热计算数据b
名称单位数值）名称单位数值）烟气流量kg/s905.44 烟气放热量kj/s467860.16二次风流量kg/s777排烟比热焓kj/kg121.56一次风流量kg/s128.6排烟比热焓Btu/lbm29.02二次风吸热量kj/s403303.19排烟平均比热容Btu/lbm·℉0.2410
一次风吸热量kj/s64556.97空预器排烟温度
（漏风率5%）
℃91.9
根据烟气冷却器中风入口温度27℃，出口设定温度60℃，设定的排烟出口温度90℃，即核算得出烟气冷却器的入口混合后烟气温度为123.89℃，见表9。

然后又由于烟气混合前主通路的烟气温度为91.9℃，份额为81%，旁路烟气份额为19%得到混合前旁路烟气的温度为
266.11℃。

其中采用理想换热条件进行核算。

表9 烟气冷却器部分计算数据a
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
风入口温度27.0080.600.24000.86 3.62
风出口温度60.00140.000.240515.1563.46
排烟出口温度90.00194.000.244528.61119.82
表9 烟气冷却器部分计算数据b
名称单位数值名称单位数值
风流量kg/s905.60混合烟气进口焓Btu/lbm42.90
风吸热量kj/s54195.29混合烟气平均比热容Btu/lbm·℉0.2410混合烟气进口焓kj/kg179.68混合烟气进口温度℃123.89
混合前旁路烟气进
口温度
℃261.42———
对高温烟气省煤器进行热力核算，烟气流量为设定的总流量的19%，入口烟温为设计的369℃，出口烟气温度取温降的一半即317.56℃，则由理想换热得到给水旁路的吸热量，又根据给水的入口和出口温度得到给水旁路的流量为45.48 kg/s，见表10所示。

表10. 高温烟气省煤器部分计算数据
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
高温烟气入口温度369.00696.200.2451151.77635.69
高温烟气出口温度317.56603.600.2400126.38529.37
给水入口温度176.10784.60
给水出口温度294.301241.36名称单位数值
高温旁路烟气流量kg/s195.40
高温旁路烟气放热量kj/s20773.66
旁路给水流量kg/s45.48
对低温烟气省煤器进行热力核算，由烟气的入口温度317.56℃，之前得到的旁路烟气出
口温度266.11℃，得到理想换热条件下凝结水旁路的吸热量，又根据凝结水旁路的入口水温和出口水温得到凝结水旁路的水流量为224.90kg/s，见表11所示。

表11. 低温烟气省煤器部分计算数据
名称摄氏
(℃)
华氏
(℉)
平均比热容
(Btu/lbm·℉)
焓
(Btu/lbm)
焓
(kj/kg)
低温烟气入口温度317.56603.600.2420127.44533.78
低温烟气出口温度266.11511.000.2376103.12431.92
凝结水入口温度99.90485.70
凝结水出口温度123.80574.20
名称单位数值
低温烟气流量kg/s195.40
低温烟气放热量kj/s19903.56
凝结水流量kg/s224.90
以哈尔滨汽轮机厂型号为CCLN1000-25/600/600汽轮机作为核算对象，通过热经济状态方程法，建立该机组的热经济状态特性，汽轮机热力特性及改造结构图见附图2。

并且将以上得到的给水旁路的给水流量和凝结水旁路的凝结水流量加入到汽轮机热力特性计算中，通过变工况计算得到改造后的汽轮机主要热力参数，参见表12，将新得到的热力参数再代入到热经济状态方程中，就可得出改造后汽轮机的热经济参数。

从中可以看出，通过改造利用锅炉的部分尾部烟气对给水旁路和凝结水旁路进行加热，可排挤部分抽汽流量，可使该机组热耗理论上降低161.8 kj/kg，发电标准煤耗下降5.858 g/Kwh。

表12. 改造前后汽轮机热力特性数据
名称单位改动前改动后变化效率
热耗kj/kg 7309.73 7147.95 161.8
发电标准煤耗率g/Kwh 264.66 258.80 5.858
主蒸汽流量t/h 2729.71 2662.60 67.11
凝结水流量t/h 1512.30 1553.44 -41.1
抽汽第一级
t/h
MPa(a)
℃
208.23
7.964
416.3
190.26
7.773
413
17.98
0.8607
抽汽第二级t/h 295.12 270.21 24.92 0.9705
MPa(a) ℃4.977
346.8
4.858
344
抽汽第三级
t/h
MPa(a)
℃
107.12
1.788
452.2
98.08
1.745
448
9.044
0.9156
抽汽第四级
t/h
MPa(a)
℃
295.94
0.8663
344.5
232.25
0.887
348.5
63.69
0.9832
抽汽第五级
t/h
MPa(a)
℃
81.57
0.2566
205.5
83.58
0.263
208.5
-2.01
0.9064
抽汽第六级
t/h
MPa(a)
℃
68.68
0.1175
128.2
70.38
0.12
128.5
-1.7
0.9500
抽汽第七级
t/h
MPa(a)
℃
63.67
0.0543
83.4
65.24
0.0556
83.6
-1.57
0.9193
抽汽第八级
t/h
MPa(a)
℃
81.04
0.0236
63.7
83.11
0.024
63.8
-2.07
0.9144 图4 1000MW机组改造前后变化率a
图4 1000MW机组改造前后变化率b
4. 结论
从以上经济性核算我们可以看出，将锅炉尾部高温烟气分出一部分来通过高温烟气省煤器和低温烟气省煤器依次加热汽轮机部分给水和凝结水，能够降低汽轮机的热耗和煤耗，旁路烟气和主通路烟气混合后再通过烟气冷却器加热冷风使之达到空预器入口空气温度要求，同时降低了排烟温度，具有一定的经济效益。

需要注意的是，在空预器出口和烟气冷却器出口的烟温比较低，有可能低于烟气露点温度，在烟气中硫成分比较高的时候就容易形成低温腐蚀，需要采用有效措施以避免。

核算中均采用理想换热条件，需要在选定高温、低温省煤器后，进行进一步的换热核算。

附图1：
附图1：600MW机组烟气利用系统简图
13
附图2：
附图2：1000MW机组烟气利用系统简图
14。