容克式空气预热器在大容量锅炉上的应用

容克式空气预热器在大容量锅炉上的应用

容克式空气预热器结构紧凑，换热效率高，重量轻，便于配置。此外，由于该应用的特点，泄漏率低于相同水平的风障预热器，因此被广泛使用，尤其是大型锅炉的机组。容克式空气预热器按旋转轴布置分立式与卧式两种,立式又分为立式(V)与倒置立式(VI)。立式(V)是指烟气自下而上,空气自上而下流动,倒置立式(VI)则相反。卧式布置(H)按烟气与空气流向布置分三种,分别为烟空气流上下、下上及两侧布置。按烟气、空气通道数量分二分仓式和三分仓式,其形式的选择与煤粉制粉系统的设计密切相关。二分仓空气预热器布置有烟气和空气两个通道,煤粉制粉系统为“热一次风系统”,一次风机布置在空气预热器后的热风道上。采用这种系统,风机中介质体积较大,杂质较多。三分仓式空气预热器有烟气、一次风、二次风三个通道,一次风角度可按照不同燃料的需要变化设计,其适应大容量燃煤锅炉采用“冷一次风系统”,一次风机布置在空气预热器前面。采用这种系统,风机中介质体积较小且清洁。1漏风影响空气预热器漏风的因素容克式空气预热器漏风主要由两部分组成,即:携带漏风和直接漏风。空气预热器运行时,转子内的一部分空气随转子的转动而带入烟气内,这部分空气向烟气的泄漏成为携带漏风。由于烟气、空气的压力不同,通常空气压头高于烟气。为安全运行,在转子和密封区之间留有运行间隙,由于热态时转子变形使有些区域间隙增大,必然使压力较高的空气漏入烟气,形成直接漏风。发生直接漏风的区域主要有以下部位(见图1):A.转子上部热端径向密封片和扇形板之间;B.转子侧面轴向密封片和轴向圆弧板之间;C.转子下部冷端径向密封片和扇形板之间;D.转子中心筒上下固定密封盘和中心密封片之间;E.扇形板和轴向圆弧板侧面和两端的静密封区域;F.转子上、下部T字钢和旁路密封片之间(烟、空气旁通)。烟、空气旁通是指烟、空气流不经传热元件而从转子侧面通过。这部分烟、空气不参与换热,一部分空气还通过轴向间隙漏入烟气,对空气预热器的传热和漏风性能都造成一定危害。在这些区域同时存在压差和泄漏间隙,都会发生直接漏风,直接漏风占空气预热器漏风总量的75%~85%。空气预热器空气侧进口风压与排烟处负压的大小取决于外部系统及本身的阻力。对直吹式、中间仓储式制粉系统热风送粉等要求较高的一次风压,在广泛采用“冷一次风机系统”即三分仓空气预热器时,显然外部系统阻力能否降低受到制粉系统型式、燃用煤种及燃烧方式等因素影响。系统决定了一次风阻力将远高于二次风,形成空气预热器冷端具有较高的烟空气压差。由于直接漏风量与烟空气压差的平方根成正比,因此,系统中一次风压较高,将直接影响一次风漏风,并影响空气预热器总漏风量。此外,锅炉燃料中成分特性变化引起燃烧系统风率及风量的变化、系统阻力的变化、磨煤机性能及备用磨投入时风量的变化、制粉系统最恶劣的工况等,都会引起空气预热器进口风量、阻力及漏风变化。系统各部件,特别是空气预热器堵灰引起阻力的增加以及系统阻力计算的误差等,都将直接和间接地对空气预热器漏风产生影响。漏风指标通常以漏风系数和漏风率来衡量,这是两个有联系又有区别的概念。按《锅炉机组热力计算标准方法》,漏风系数为进、出口过量空气系数的差值。按美国ASME标准(PTC)试验导则,漏风率定义为进、出口空气的重量差与预热器进口烟气重量之比,以AL表示,即AL=△GL/GY。按《锅炉机组热力计算标准方法》:△GL=1.306△αV0(1)△GL=1.306△αV0(1)GY=1-Ag+1.306α′V0(2)GY为单位重量燃料燃烧产生的干烟气重量与烟气中湿气量之和,不包括灰的重量。式中:Ag为燃料工作质含灰量;V0为理论空气量,m3/kg;△α为漏风系数;α′、α″为预热器进、出口过量空气系数;△GL为预热器进、出口空气的重量差,kg/h;GY为预热器进口烟气重量,kg/h。AL=(1.306△αV0)/(1-Ag+1.306α′V0)(3)由式(3)可见,漏风系数和漏风率的关系主要与燃料性质(Ag、V0)以及α′有关,进口过量空气系数α′与燃料特性、燃烧方法以及锅炉结构有关。按各种燃料性质推算,α′相对于其它参数(Ag、V0)而言,对于AL的影响较大。由此,国家电力工业标准推荐,漏风率与漏风系数可按下式进行换算:AL=[(α″-α′)/α′]×90%(4)α=21/[21-(Ο2-2CΗ4-0.5CΟ-0.5Η2)](5)O2、CH4、CO、H2分别为排烟的干烟气中氧、甲烷、一氧化碳和氢的容积含量百分比。2空气预热器的漏风影响大部分空气预热器在通过改造和密封间隙调整适当后,使漏风率下降,但与改造前相比,出现了锅炉排烟温度有所上升的现象,由此引出了对改造效果及锅炉经济性收益的异议。空气预热器漏风率与排烟温度的关系较为复杂,按锅炉的换热方程式:Q=ΚΗ△t/Bj(6)式中:Q为吸热量,kJ/kg;K为传热系数;H为计算受热面面积,m2;△t为温压,℃;Bj为计算燃料消耗量,kg/h。传热系数K在预热器定性尺寸不变时,主要与流速、温度和流体特性有关,一般在漏风量正常变动范围内,传热系数变化较少。当传热面积H和燃料量Bj作为恒值时,唯一变化的是温压△t。热风温度下降和排烟温度升高都将使温压△t增大,传热量Q增大,最后达到新的平衡。空气预热器的漏风会对温压产生明显影响,一般而言,温压△t会随着漏风增加而减小。影响空气预热器排烟温度高低的不单是漏风量,还有所漏空气含有的全部热量,当热端漏风较大时,由漏风带入的空气焓提高了进口烟焓和烟气量。由于热空气对烟气的稀释作用,使烟气温度有所降低,此时,烟气量的增加与烟气温度的降低对传热量Q的影响是相反的。由于空气预热器热端泄漏的风量还要参与和影响传热,因此热端漏风不仅有风量损失,而且有热量损失。当热端漏风减少时,在空气侧,被加热的空气量随漏风系数的下降而增加,出口热风温度必然有所提高。当冷端漏风较大时,一定量的冷风掺和进烟气侧,会造成出口烟温较低的假象。并且由于进口风温一般为环境温度和风量不参加传热,因此冷端漏风可视作仅有风量损失。当冷端漏风减少时,在烟气侧,排烟的稀释作用会随漏风系数的下降而减少,虽然出口烟气温度会有所提高,但排烟焓值并没有增加,所以不会影响换热效率。漏风减少且冷端降低较多时,使原有的漏风中热端比率较改造前增大,抵消了漏风减少对总焓值的影响,排烟温度将有所上升。排烟热损失q2虽主要取决排烟温度,但仍与排出烟气中的二氧化碳含量有反比关系,漏风减少后烟气中的二氧化碳含量比率增加,即使排烟温度略有上升,排烟热损失并不高。空气预热器实际冷、热端漏风的比例以及改造前后的每一区域的漏风降低值虽无法直接估量,但漏风降低较多时,热风温度必然会显著上升。如系统设置不经过空气预热器加热的冷风或部分加热的温风管道时(考虑制粉系统中的漏风和为了适应各种工况调整温度的需要),此时为了控制制粉系统温度,温风或冷风量也相应增加,空气预热器出口空气量与理论空气量之比“β”会降低,排烟温度也就不可避免地升高了。此时的因果和量的关系必须和设计值及改造前后的情况相比较,不能单纯地归咎于改造后的漏风降低,并由此来衡量经济效益。3空气预热器结构不合理,造成了转子变形,一个是一个干气密封的传束式密封。到一个密封道数,vd的情况,直接漏风量大,到了20%;在做空气预热器携带漏风的大小由其本身结构所决定,要减少携带漏风,就需减小转速和转子体积,或降低空气压力和温度。空气压力和温度是锅炉参数决定的,不可改变。减小转速是以降低空气预热器的换热效率为代价;减小转子体积则以提高流体流速为基础,而过分提高流速势必使流通阻力上升而加剧元件磨损。因此,当空气预热器选型确定并采用经济流速后,携带漏风就无法减小。直接漏风与空气预热器密封付的密封间隙和流经空气预热器的烟、空气压差的平方根成正比,空气预热器中的烟空气压差主要取决于锅炉烟风道及制粉系统的阻力,当空气预热器的直径确定后,通过设计本身去减少空气预热器中烟、空气的压差值,可用增加密封道数的布置,双道密封设计可使流经惰性区的烟、空气的压差值减小。采用这种结构后,空气至烟气侧的压差由单道密封的Δpd=pk-py降为双道密封的Δps=(pk+py)/2-py=(pk-py)/2,(其中pk为空气压力;py为烟气压力)。此时,双道密封结构的漏风量vs与单道密封结构的漏风量vd之比值:vsvd=√ΔpsΔpd=√(pk-py)/2pk-py=1√2=0.707即:vs=0.707vdv=vd-vs=vd-0.707vd≈0.3vd采用双道密封布置可使空气预热器直接漏风降低30%。然而增加密封道数就需要把转子分成很多仓格,并相应增加密封区宽度,这样会使转子的截面利用率降低,制造工艺变得复杂。并且随着密封道数的增加,对直接漏风的降低率也随着密封道数的进一步增加而变得效果有限。所以,目前国内外的容克式空气预热器径向、轴向密封道数最多采用双道布置,且多用于大机组上。当上述的方法已采取之后,要减少容克式空气预热器漏风的唯一途径就是尽可能地将空气预热器的密封间隙控制在最小限度,并设法消除一切不该存在的泄漏孔洞,排除固有漏风点,这点对电厂在已有设备上降低漏风显得尤为重要。空气预热器投运后,整个转子温度都会上升,而热端温度上升幅度比冷端要高得多,这种状态导致转子在热态时外缘部分向下变形,转子表面向下变形的公式为:Y=αR2Δt/(2Η)(4)式中:α为转子膨胀系数;R为转子半径,m;Δt为温度升高值,℃;H为传热元件高度,m。转子变形后,沿径向方向进行膨胀,膨胀量热端大于冷端,转子侧面轮廓从上到下基本为一条直线。转子冷端外侧向下变形,由于冷端温度变化小,冷端表面从里到外变形后的抛物面轮廓不明显,也接近于直线。为克服转子变形带来的影响,在空气预热器设计时,将根据具体设备所处工作温度及状态,对转子变形作详细计算。在转子的侧面和冷端,预留好密封间隙,使设备在热态时,这些区域的密封间隙处在最小安全运行状态下。在空气预热器的热端,扇形板内侧设计为可随转子膨胀而上升的形式,如扇形板内侧设计为固定形式,则内侧必须预留出转子中心轴的向上膨胀量。大型空气预热器外侧采用扇形板自动跟踪装置,以保持扇形板和转子密封片始终处于最小运行间隙。为保证理论计算和实际运行状态的偏差得到修正,满足锅炉改型等需要,大型空气预热器的密封(包括扇形板和轴向圆弧板)一般都可设计为可调型,在密封片安装的同时采用装数片铝制摩擦指针来测量实际密封间隙,以便有偏差时,可随时作调整。如设计为不可调时,在计算空气预热器热膨胀量和冷态预留间隙时,必须充分考虑煤质变化以及各种工况下的温度变化。为了使空气预热器留有最合适的运行间隙,除充分掌握转子热变形,精确计算密封预留间隙外,现场安装和调试是决定因素,因为密封间隙的控制主要取决于设计计算预留间隙的准确性和现场密封部件的安装良好程度。冷态、热态调试是设备运行前的最后一道工序,这项工作可弥补一部分安装缺陷,并对降低空气预热器漏风,为设备安全运行提供保证。4轴向密封道数(1)空气预热器漏风量取决于空气与烟气之间的压差及空气流向烟气侧的泄漏面积,其值与压差的平方根和泄漏面积之乘积成正比。(2)当采用双道径向、双道轴向密封付时,空气预热器的直接漏风约可下降30%,采用三道径向、轴向密封付时的直接漏风约可下降42%。但密封道数的增加会使转子的截面利用率降低,目前以双道密封应用较多。(3)漏风分冷端和热端,热端漏风不仅