二次风配风方式对锅炉燃烧优化的影响李石湘(湖南湘潭电厂,湖南湘潭411102)摘　要　结合工作实际,分析了锅炉燃烧工况存在的问题,指出锅炉运行调整中二次风调整的重要性及需要注意的问题,得出了对运行调整具有指导意义的结论。

关键词　锅炉　燃烧调整　二次风　配风方式0　前　言 湘潭电厂1,2号机组锅炉型号为H G1025 18.22540 5402WM10,其燃烧器是在引进CE技术的基础上进行改进设计的,在燃用无烟煤及劣质贫煤上有其独到之处,经近几年的运行经验表明,其着火稳定性、低负荷稳燃、飞灰的燃尽度等性能均表现突出,是燃烧性能比较好的锅炉产品。

但是,现场经验表明,锅炉在运行中,冷灰斗的掉粉对锅炉的配风十分敏感,也就是说:锅炉的配风变化对炉膛中的托粉作用有很大的影响。

特别在低负荷情况下,这种影响更加突出,如不注意,则对机组的煤耗率影响很大,由于一般锅炉的炉渣损失未纳入小指标体系作动态考核,故这种影响往往还不易察觉。

为此,该厂对燃烧器的运行特性进行了分析调整,调整前后机组的供电煤耗率至少下降了3g k W·h以上,取得了明显的效益。

1　调整前的运行情况 图1为调整前锅炉低负荷运行的典型配风图,其长度是表示该风门的开度百分数。

综合分析其特点是:锅炉二次风箱风压过低;二次风小风门开度小,总二次风量过小;二次风速低,刚性差;而周界风、A,B层的腰部风开度未控制。

使得燃烧器配风不合理。

同时,锅炉的一次风量相对较大,锅炉负荷从高降到低,一次风压不变,完全由二次风变化来调节锅炉出口氧量。

图1　调整前锅炉运行配风方式1.1　炉的风量配置不理想,一次风率严重偏大:按风机的性能曲线分析,在300MW负荷下,炉的一次风率约为38%,远大于设计值。

特别是在低负荷下,习惯的操作办法是不减一次风量,而主要减小送风机的风量,即减小送风机动叶开度,同时还关小各二次风小风门,使得送入炉膛的二次风既无刚度,又无足够的风量(例如在180～200MW负荷时习惯上是维持送风机出口风压1kPa左右,二次风箱风压力200～400Pa,这时二次风的实际风速过低,明显地不利于燃烧的稳定)。

同时,由于炉膛出口氧量往往维持一定值,即使燃烧未发生稳定性问题,但由于较弱的二次风不能有效地扩散到燃烧区中心,这部分的二次风中的氧量相当于未起作用,形成一种虚假的过量空气系数,可能在燃烧中心区造成还原性气氛,不利于保证燃烧效率。

按照燃烧理论,此时二次风的配置宜保证重点,对某一高度的·73·第23卷 2003年第2期湖　南　电　力经验与探讨二次风可重点保证其有足够的刚度,以扩散到火焰中心,及时补充燃烧所需要的氧量,而有些二次风则可适当关小,保证其风嘴冷却作用即可。

总之,按照劣质煤的燃烧原则,一次风基本保证挥发份燃烧所需要的氧量,在煤粉气流稳定着火后,二次风再适时掺入。

1.2　风的托粉作用未受到足够重视:从捞渣机处观察可以看出,粉状灰尘仍比较多。

按目前的操作习惯,二次风往往是平均分配,甚至不管负荷大小,更为严重的是,为了维持很小的二次风箱风压,往往采取关小二次风门的措施,所以在低负荷时最下层燃烧器下部二次风也与其它二次风一样很小,其托粉作用不大。

1.3　从前不久发生的锅炉灭火事件可知,在煤质差到一定程度时,还存在燃烧稳定性问题,故炉内动力场的组织需要多加注意,而制粉系统的运行组合由于三次风的原因对炉内流场是有一定影响的,一般建议在2台磨煤机运行时宜以1号、3号磨煤机组合或2号、4号磨煤机组合。

反映在总的运行指标上,当锅炉煤质变差时,特别是在此低负荷下机组的正平衡煤耗直线上升。

2　二次风配风方式的调整2.1　按照不同的二次风在燃烧中的作用对其进行合理的调整:首先,突出下二次风的托粉作用,确定F 层二次风的风门开度为85%以上;二次风风箱的风压保证在500Pa 以上。

在此基础上A F 层风门也开大到45%左右。

此外,锅炉燃烧器的最下一层无执行机构的二次风门全部置于全开位置。

2.2　为挽回二次风的托粉能力不足的影响,一般还使A 层的给粉机转速比其它层的低30%左右,以降低炉膛下部的煤粉浓度,这样做的效果很明显。

2.3　各周界风、腰部风均关小至10%以下。

从双通道燃烧器的回流区温度变化趋势知,随腰部风的变化,回流区的温度变化十分敏感。

这样提高了煤粉气流的着火稳定性,使煤粉气流着火提前,同时在总过量空气系数适当的前题下,提高二次风箱风压,以保证二次风的足够动量。

2.4　对于燃烬风,即EE 2,EE 1,加上辅助风EE ,考虑到低负荷下总风量不大,不必让3层都开得很大,以开1层为主,其它2层关小,以保证其足够的风速,真正起到燃烬风的作用。

2.5　其它二次风,按锅炉冷态试验所确定的缩腰配风原则适当开启,总的炉膛出口氧量则维持在4%～5%左右。

2.6　实施上述调整后,锅炉低负荷下的正平衡煤耗率明显下降,在此基础上,对锅炉满负荷下的运行也确定了调整原则:a .锅炉的空预器出口一次风压维持在2.0～2.3kPa 之间;b .二次风箱风压维持在0.6～0.7kPa 之间;c .上、下二次风小风门开度均开足,中间的二次风略小一些,呈弱缩腰配风;d .各周界风、腰部风视锅炉炉膛温度、结焦情况、双通道火嘴回流区温度等因素而确定开度。

一般开度不超过50%;e .炉膛出口氧量维持在3%左右。

3　关于下二次风的托粉效果 锅炉按上述配风原则运行,在煤质较好时,即燃煤的低位发热量在21000kJ kg 及以上,无论锅炉负荷高低,从捞渣机处观察炉渣中煤粉量很少,可见托粉效果是理想的。

在锅炉煤质较差时,即低位发热量在19000～21000kJ kg 时,负荷不高的情况下(低于250MW ),捞渣机处煤粉量无明显增多现象。

此时二次风的托粉能力也是可以接受的;但当煤质差,负荷又高时,二次风的托粉能力就不够了,捞渣机处的煤粉量明显增加。

特别是当煤的低位热值低于18000kJ kg 时,高负荷下的托粉十分困难,这也是这种燃烧器的缺陷。

4　调整效果分析 锅炉的调整工作从2002年4月底开始,以下为2002年和2001年的4～6月的指标分析(参见表1)。

4.1　调整后的5月份指标,相对于4月份,其发电煤耗降低了3g k W ·h ;供电煤耗降低了2g k W ·h ,当不计燃油的因素(把当月的耗油量平摊到供电煤耗中)时,并考虑5月份总发电量比4月份少1.6～1.1亿k W ·h 的情况,供电煤耗实际降低3g k W ·h 。

而从环境温度、平均负荷、循环水温度等外部条件看,5月份的条件不如4月份的好,按理煤耗应该升高。

因此,是由于进行了燃烧调整而使得实际煤耗下降。

4.2　2002年5月份的指标与2001年5月份比较:发电煤耗相等,均为327g k W ·h ;但供电煤耗高·83·经验与探讨湖　南　电　力第23卷 2003年第2期表1　2001年与2002年4～6月份指标对照表4月5月6月年度200120022001200220012002厂用电率 %5.685.425.415.825.85.87发电煤耗 g ·(k W ·h )-1324330327327332327供电煤耗 g ·(k W ·h )-1343349345347352347低位发热量 kJ ·kg -1214352206121218217112113221051空预器进风温度 ℃22.8018.6930.0524.532.5927.11排烟温度 ℃125.5122.64128.67125.21129.85126.79氧量 %5.34.594.324.354.294.69飞灰可燃物 %3.02.514.12.933.853.95平均负荷 MW 212.7205.15248.3198.4225.3195.86循环水进口温度 ℃17.517.6822.8322.6123.5424.47排汽温度 ℃37.838.142.7739.8241.941.61注:1)2002年6月的数据统计到24日止。

2)2002年6月的供电煤耗347是由于2号机停机的影响,实际上应该为349(即1号机的当月值)。

了2g k W ·h ,主要原因是平均负荷低而引起厂用电率高。

4.3　2002年6月与2001年5月份相比,煤耗有所升高,主要原因是有一段时间的煤质变化很大,调整工作未能适应其变化,确实煤质变化的影响也不是可以通过调整完全消除的。

如果弃除煤质变化的影响,则月煤耗为347g k W ·h 左右,与上月持平。

4.4　2002年6月与2001年6月比,则供电煤耗明显降低,按349g k W ·h 计算,降低了3g k W ·h 。

而2002年平均负荷则比2001年低了近3万k W ,按资料,应当影响煤耗升高达3.6g k W ·h 左右,由此可见,煤耗的下降趋势是十分明显的。

5　结　论 在锅炉运行调整中,调整二次风量对提高的经济性、降低供电煤耗有着重要的作用。

(收稿日期:2002209226) (上接第33页)∠101、水平5Λm ∠135,振动问题得到解决。

4.4　滚动轴承质量问题引起振动的诊断。

1995年,11号引风机大修后试运;转速741r m in ,通频振动115Λm ,基频振动44Λm ,幅值发生周期性变化。

通过测试分析认为有故障,停机检查发现大修中更换的1号滚动轴承(见图4),承力内圈裂纹宽约2mm ,更换后顺利开出,振动值在17Λm 以下。

4.5　叶轮轮毂松动引发振动。

1995年9月,12号引风机运行中振动突然增大,现场测试振动值为108Λm ,随即进行动平衡试验,发现振动幅值随动平衡加重位置出现“追随”现象,即转子加上试加重量后,按计算求得平衡重量以试加重为起点,难以追上应加重的方位。

停机进入风道检查,发现叶轮轮毂松动(见图4)。

紧固处理后,取下所加试加重量,启动试验顺利,振动值在20Λm 以下。

4.6　叶轮轮毂设计尺寸不符引起振动。

2001年7月,9号引风机大修后启动试运,当时测量各瓦振动值在20Λm 以下,但几分钟后发现振动波动很大,幅值从20～90Λm 随机变化。

分析认为是叶轮串动引起,停机检查发现叶轮宽度不合格,厂家设计尺寸不对,造成轮毂不能自锁,进行点焊加固再次启动运行正常。

5　结　论 由于机组振动状态最能反映主机的性能水平,主机绝大多数故障的出现,一般均能引起振动状态的改变,现代故障诊断是由于实施主动(视情)维修策略和建立监控系统的需要而发展起来的。

系统投入应用能防止故障的传播和灾难性事故的发生,其前提条件是要具有在线实时可靠检测和诊断故障的能力。