热损失排烟温度

2024-05-25

热损失排烟温度（精选4篇）

热损失排烟温度篇1

引言

燃煤火力发电厂实际运行中, 当环境温度较低或锅炉机组低负荷运行时, 易引起空气预热器 (空预器) 冷端低温腐蚀。为改善空预器的运行状况, 通常采用热风再循环[1], 即从空预器出口引出部分热风, 使其与冷空气混合, 以提高空预器的进风温度。另外, 北方的燃煤火电厂通常都设有暖风器[2], 即布置在空预器进口风道中的汽-气热交换器, 采用汽轮机的抽汽作为暖风器热源来提高空预器的进口风温。

近年来, 随着气候恶化和能源短缺问题的突出, 煤炭价格不断上涨, 许多火电厂都考虑进行节能技术改造。其中, 回收烟气余热作为暖风器的热源来提高空预器进口风温也是一个值得关注的方向。所谓烟气余热回收, 即通过布置在锅炉尾部烟道的低压省煤器, 回收低温烟气的热量来加热空预器进口冷二次风。空预器进风温度提高时, 其出口的排烟温度亦有所上升, 锅炉排烟热损失亦随之变化。此时, 加热进风的热源相当于系统外来热源, 烟气余热转化为空气的有用能。

文中讨论利用烟气余热加热进风情况下, 高低位热值基准对锅炉排烟热损失及锅炉效率计算的影响。但对锅炉热效率的影响与用于加热进风热源的火用值及排烟热损失的燃料热值计算基准有关。

当有外来热源情况下, 排烟热损失及锅炉效率如何计算, 标准中并未清晰给出。为了准确把握锅炉性能, 需要对以高低位热值为基准的排烟热损失计算方法进行分析, 为火电厂的锅炉热效率计算及节能改造的技术经济性分析提供参考依据。

1 以高低位热值为基准的锅炉排烟热损失

目前, 国际上主要依据美国ASME标准对电站锅炉进行性能考核试验, 标准要求采用高位热值计算锅炉排烟热损失[3], 而我国电站锅炉试验规程 (GB10184-88) 通常采用低位热值计算锅炉排烟热损失。两者的主要区别在于:高位热值包括了燃烧产物中水蒸气凝结成水的汽化潜热[4], 而锅炉排烟温度通常为120～160℃, 水蒸气不会凝结放热, 低位热值不计入此热量。

2 锅炉排烟热损失分析

锅炉排烟热损失[5,6]是由于排烟温度高于外界空气温度所造成, 包括:干烟气热损失;燃料中水分带走的热损失;燃料中H2燃烧热损失;空气中水分带走的热损失。当采用的燃料热值基准不同时, 由于汽化潜热的影响, 4项热损失的表达式如表1所示。

注:Wdg—干烟气的重量, kg;Wc—燃料中水分的重量, kg;WH—燃料中H2燃烧产生水的重量, kg;Wa—空气中水分的重量, kg;θg—锅炉排烟温度, ℃;tin—空预器平均进风温度, ℃;ta—ASME标准基准温度, 25℃;Cdg—锅炉排烟与空预器平均进风温度平均值下干烟气比热, kJ/ (kg·K) ;Ch—锅炉排烟与空预器平均进风温度平均值下水蒸气比热, kJ/ (kg·K) ;C′h—锅炉排烟与ASME标准基准温度平均值下水蒸气比热, kJ/ (kg·K) ;γ—ASME标准基准温度下水的汽化潜热;Qnet.ar—燃料低位热值, kJ/kg;Qgr.ar—燃料高位热值, kJ/kg。

当空预器进风温度变化时, 锅炉排烟热损失亦发生变化, 而空预器进风温度变化前后干烟气以及水蒸气的比热变化较小, 故可忽略比热前后的变化量, 这4项锅炉排烟热损失变化的表达式, 如表2所示。

3 算例分析

为验证排烟热损失及其变化公式的准确性, 以某电厂600MW超临界燃煤机组为例, 锅炉空气预热器进口冷二次风温由23℃提高到80℃, 该电厂煤质分析如表3所示, 过量空气系数为20%, 按上述计算式, 分别得到以高低位热值为基准的锅炉排烟热损失及锅炉效率数值, 如表4、表5所示。

由表4可知, 采用外来热源提高空预器进风温度时, 锅炉热效率增加, 基于高位热值的锅炉排烟热损失以及排烟热损失变化分析方法所核算的数据与锅炉主机厂提供的数据相符。因此, 当通过外来热源提高空预器进风温度时, 可采用此方法计算排烟热损失及锅炉热效率, 其计算结果具有一定的参考性。

由表5得知, 采用外来热源提高空预器进风温度时, 锅炉热效率增加, 基于低位热值的锅炉排烟热损失及其变化的分析方法所核算的数据与锅炉主机厂提供的数据相符。故该方法亦可作为通过外来热源提高空预器进风温度时, 锅炉排烟热损失及锅炉效率的计算方法。比较表4、表5中数据可知, 以高低位热值为基准, 干烟气热损失以及空气中水分带走的热损失相差不大, 其主要偏差体现在与汽化潜热有关的q2.M和q2.H两项。

4 结论

1) 利用烟气余热回收系统提高空气预热器进风温度时, 采用两种方法计算的锅炉热效率均有所提高, 故火电厂通过提高空预器进风温度达到节能效果具有可行性。

2) 通过烟气余热回收系统提高空气预热器进风温度时, 应用以高低位热值为基准计算的结果均可反映锅炉排烟热损失及锅炉效率的变化情况。

文中计算式使标准的表达更为清晰。

3) 高低位热值计算结果之间存在偏差, 偏差集中体现在与汽化潜热相关的q2.M及q2.H项。

参考文献

[1]唐兆芳, 刘俊忠, 李新明, 等.锅炉暖风器系统与热风再循环系统对比分析[J].发电设备, 2004, (3) :130-133.

[2]林万超.火电厂热系统节能理论[M].西安:西安交通大学出版社, 1994.

[3]栾忠兴, 王艳红.ASME PTC4-1998标准基于燃料高位和低位发热量计算结果之间的关系分析[J].东北电力大学学报, 2012, 32 (2) :58-63.

[4]沈芳平, 周克毅, 胥建群, 等.锅炉效率计算模型的分析与比较[J].锅炉技术, 2004, 35 (1) :48-52.

[5]樊泉桂.锅炉原理[M].北京:中国电力出版社, 2008.

[6]徐雪源.锅炉排烟温度分析[J].锅炉技术, 1999, 30 (3) :7-12.

如何降低注汽锅炉排烟热损失篇2

1 排烟热损失分析

在理论分析与总结现场经验的基础上, 对排烟温度升高的原因进行了总结, 其主要原因有以下几个方面:

过剩空气量大;受热面积灰严重;对流段入口水温高;对流段结垢严重;炉膛系统漏风;。

2 排烟温度高的原因分析及解决措施

2.1 过剩空气量大

原因分析:由于设备老化, 员工操作不当, 造成我们的注汽锅炉实际运行中, 进入炉膛的空气量远远大于燃料完全燃烧的理论空气量, 尤其是在烧油时, 为防止烟道冒黑烟, 风门开度偏大, 从而导致排烟容积增大, 排烟温度升高。

具体措施:要求技术人员设计合理的燃料空气比例, 投用烟气检测装置, 随时检测烟气中的含氧量, 技术人员根据锅炉含氧量及时调整风门开度, 防止实际运行中过剩空气量偏大。但空气量也不能过低, 否则会导致火焰软散, 热效率低。

2.2 受热面积灰严重

原因分析:烧油时, 由于雾化不好、炉膛温度低、油品问题等, 极易造成受热面积灰、结焦, 锅炉受热面积灰严重将使受热面传热系数降低, 锅炉吸热量降低, 烟气放热量减少, 从而导致排烟温度升高。

具体措施:运行中加强锅炉吹灰, 适当缩短吹灰间隔, 加强监督, 确保吹灰效果;及时调整燃烧, 保证燃料温度压力和雾化压力, 防止冒黑烟, 保持各受热面的清洁, 控制炉膛压力在0.5KP以下。燃油温度低, 会引起火焰燃烧不良, 造成排烟温度升高, 适当的提高燃油温度, 可以解决这一问题, 试验证明, 燃油温度由75℃提高至80℃后, 排烟温度可降低3~4℃, 但燃油温度不易过高以防止挥发成分爆燃。

2.3 对流段入口水温高

由于给水预热器旁通阀开度控制不当, 或者锅炉本身给水温度高 (曙光采油厂注汽锅炉烧的污水温度一般在50-60℃度之间) , 导致对流段入口水温升高, 给水在对流段吸收的热量少, 从而使排烟温度升高。但如果对流段入口给水温度控制过低, 低于烟气的露点温度, 会在对流段翅片管发生低温腐蚀, 所以要根据环境温度变化的规律, 及时调整对流段入口水温, 一般控制在116~138℃, 烧气时, 由于烟气中含硫量较少, 可以将对流段入口水温降至95-110℃, 这样可以大大降低排烟温度。

2.4 对流段结垢严重

水垢的导热性很差, 它的导热能力只有钢铁的1/30, 一旦对流段有水垢存在, 就会使对流段受热面的传热情况变坏, 使排烟温度急剧增加, 锅炉热效率降低。针对曙采注汽锅炉使用加亚硫酸钠的方法除氧, 容易造成给水中含盐量过高, 在高温区容易形成盐垢, 另外, 由于烧清水时出现漏硬和蒸汽过热等违章现象, 也是造成锅炉对流段结垢的重要原因, 为此我们要定期对炉管进行检测和酸洗, 避免炉管结垢造成的排烟热损失。

2.5 炉膛系统漏风

原因分析:炉膛系统漏风是指炉膛及烟道漏风, 是排烟温度升高的主要原因之一, 是与运行管理、检修以及设备结构有关的问题。

具体措施。大修、小修中锅炉本体采用密封比较好的门、孔结构。经验表明, 这一措施可降低排烟温度约2~3℃。

3 通过设备改进, 运用先进技术降低排烟热损失, 提高锅炉热效率, 提高锅炉运行安全性

3.1 设计、调试“燃烧自动跟踪系统”改善配风

我单位的注汽锅炉均使用北美燃烧器, 在燃烧控制方式上采用原锅炉配套的风门调节方式, 不能自动跟踪分析锅炉烟气变化, 锅炉燃烧受各种参数变化影响较大, 为此作业区设计并调试了“燃烧自动跟踪系统”。

在烟道内安装氧化锆氧含量分析仪, 将数据传送到锅炉控制主机, 然后输出一个变量控制风机变频, 通过这种闭环控制系统, 动态调节风机频率, 改变进入炉膛的空气量, 使燃料空气比例保持在最佳状态, 从而达到稳定、经济控制锅炉燃烧的目的。

该项目在我作业区的两台锅炉实施, 锅炉平均烟温由245.7℃下降到228.6℃, 下降了17.1℃, 利用KM900烟气分析仪测试, 实测锅炉的平均热效率由80.56%提高到81.77%, 提高了1.21%, 节能效果明显, 锅炉运行稳定性也有了较大的提高。

3.2 设计调试“雾化自动跟踪系统”确保良好的雾化

我单位注汽锅炉在雾化控制上采用原锅炉配套的气动薄膜调节阀, 由于使用期限较长, 阀体、阀芯腐蚀磨损严重, 不能自动跟踪控制雾化压力, 雾化效果差, 严重影响锅炉高效、稳定运行。通过与作业区技术组结合, 设计并调试了“雾化自动跟踪系统”。

通过压力变送器采集压力信号, 传送到PID调节仪, 经过PID调节仪的内部运算, 输出一个4-20m A的电流控制信号控制雾化电动阀, 通过这种闭环控制系统, 准确的调节雾化电动阀的开度, 从而达到稳定控制雾化压力的目的。

该项目实施后, 锅炉平均烟温由238.8℃下降到231.2℃, 下降了7.6℃, 利用KM900烟气分析仪测试, 实测锅炉的平均热效率由82.16%提高到82.75%, 提高了0.59%, 节能效果明显。

4 结论

本文通过对排烟热损失的各种原因进行了分析, 找到了几点主要因素, 并提出了一些简单可行的措施和方案, 为锅炉设计和设备改造治理、降低排烟温度, 提高锅炉热效率提供参考。

参考文献

[1]王凤柱.现代油田最新惹住技术实用百科全书[J].北京:石油工业出版社, 2009.7

从预热器出口温度估算废气损失热篇3

1 预分解窑系统的热量分布

现以LY厂热工标定结果为例，看预分解窑系统的热量分布情况，见表1、表2。

由表2可见，LY厂预分解窑的熟料形成热为1714.83kJ/kg.cl，占总热耗3236.92 kJ/kg.cl的52.98%，即该预分解窑热效率为52.98%。系统热损失主要包括：一级筒出口废气与飞灰带走热为688.23 kJ/kg.cl，占总热耗的21.26%。冷却机余风排出的热风带走热占热耗的10.84%。整个预分解窑系统的表面散失热9.34%。出篦冷机熟料温度约为114℃，熟料带走热仅占热耗的2.66%。

2 热损失对熟料热耗的影响

预热器出口的废气主要由三部分组成。第一部分是煤粉燃烧产生的理论烟气量，主要由熟料烧成的热耗决定，煤耗越高，发热量越大，则燃烧产生的理论烟气量就越大。第二部分是生料分解产生的CO2量。第三部分是过剩空气量。它主要与系统的漏风量和操作用风有关。若操作用风合理，系统密封堵漏良好、漏风少, 则过剩空气量必定很小。

预热器出口废气带走热主要由C1筒出口的风量和风温决定。出口废气量少、温度低，造成的的热损失就小。

2.1 预分解窑起步阶段的的生产状况

上世纪80年代，预分解窑在我国刚开始起步，生产经验不足，忽视了系统废气带走热对熟料热耗的影响，系统漏风严重，废气带走热多，导致预分解窑的熟料烧成热耗长期居高不下，由国内80年代建设的5条线热工标定数据，可以看出系统热损失对回转窑热耗的影响，见表3。

表3为上世纪80年代设计的预分解窑生产线，系统漏风大、热耗高，五条线均大于3300kJ/kg.cl，特别是1级筒废气带走热都大于23%，最高达到29.5%。所标定的5台窑：包括2000t/d 3台，4000t/d 2台。其中：

江西厂为国产第一代2000t/d窑：Φ4×60m回转窑、4级预热器、RSP分解炉、3.05×22.0m篦冷机。

双阳为第二代2000t/d窑：窑规格与江西相同。引进的D-D分解炉、5级预热器和Fuller篦冷机。

新疆厂为德国洪堡公司技术：Φ4×43m窑、5级预热器、PYRoclon：分解炉、篦冷机与双阳相同。

冀东、宁国两厂均为80年代全套引进的4000t/d装备，Φ4.7×74m窑、冀东厂为4级预热器、SF分解炉、日立公司的3.4×25.6m的篦冷机。宁国厂和冀东厂主要差别在预热器系统，采用MFC分解炉[2]。

2.2 随生产技术的进步，废气热损失逐渐下降

随着水泥工业的迅猛发展，我国新型干法生产技术已跃居世界领先地位。广大水泥工作者对废气损失热的危害性认识越来越充分，采取了各种措施降低废气排放温度和排放量，预热器出口带走热占熟料热耗的比例逐步下降，熟料热耗下降，见表4。

由表4可见，目前2000～2500t/d预分解窑生产线，烧成热耗最低已经达到近3100kJ/kg.cl。SX厂由于1级筒出口温度高达364℃，带走热占热耗25.4%。其余均在22%左右。其中MC厂1级筒出口氧含量仅为1.8%，废气出口温度309℃，带走热仅占热耗18.88%。空气过剩系数仅为1.116, 计算得到预热器系列的标态漏风量为6549m3/h，已属目前国际最先进水平。

2.3 生产规模扩大，热损失降低

表5列出5000t/d部分预分解窑系统热工标定数据。熟料平均热耗为3180 kJ/kg.cl。预热器出口带走热占熟料热耗的比例下降。除TL厂外, 其余均小于22%。1级筒出口最高温度为337℃。最低仅为300℃。

注：带星号*的数据为笔者估算。

2.4 10000t/d生产线热耗水平

徐州中联水泥有限公司于2004年10月投产，由天津院设计，是国内投入生产的第三条万吨线。该生产线于2007年11月开工建设了16MW纯低温余热发电工程。其烧成系统采用窑规格为Φ5.8m/Φ6.0m/Φ6.4m×90m。DOPOL双系列五级旋风预热器、在线型MSC管道式分解炉和HE101845R/1845R/1845R型篦式冷却机。

热工标定期间生料投料量为16680t/d，熟料产量为10393t/d，超产近4%。单位熟料热耗为3038kJ/kg。影响熟料烧成热耗的主要因素有C5出口废气、冷却机排出气体、出冷却机熟料带走的热量和设备表面散热等。C5出口废气、冷却机排出气体带走的热损失由风量和温度决定。风量愈大、风温愈高，带走的热量愈大。标定结果见表6。

由表6可知，该生产线C5出口废气带走热量、冷却机排出气体带走热量、表面散热和出冷却机熟料带走热量共占总支出热量的45.40%，与国内其他带余热发电系统的生产厂家数据相近(如：淮海中联5000t/d生产线为45.50%，同力2号2500t/d生产线为46.12%) 。在技术指标上，本条10000t/d生产线没有明显的进步，仅与5000t/d预分解窑指标相当。

3 降低预热器漏风是降低热损失的重要途径

3.1 预热器出口废气显热的估算

(1)烟气平均比热

取:水泥厂废气比热容为1.50kJ/Nm3.℃左右。

(2)烟气的密度

取:烟气密度为1.45kg/m3。固气比为2.1。

(3)预热器出口废气带走热损失

(飞灰带走热所占比例较小，可忽略)

从此式可得到结论：1级筒出口温度每降低10℃，热耗可降低约22kJ/kg.cl。亦即热耗可降低近3%左右。

3.2 降低预热器漏风是降低热损失的重要途径

据了解，我国现在尚有部分预分解窑，预热器出口废气损失热占系统熟料热耗的26%左右, 有的近30%, 见表7。造成如此高的废气损失热的主要原因在于预热器出口废气量大、废气温度较高、系统存在较严重的漏风。目前，比较先进的预分解窑，预热器出口废气温度一般为290～310℃, 如果全部预分解窑预热器出口废气温度能降至这个水平, 创造的经济和社会效益将不可估量!

现以表7中G厂为例, 若其预热器出口废气温度由目前的370℃降至300℃, 则废气带走的热损失将由目前的1119kJ/kg熟料降至903kJ/kg熟料，降幅为19.3%。以上实例说明，系统漏风问题在部分厂家仍没有引起高度重视, 但系统漏风造成的损失却是显而易见的。

参考文献

[1]Ly水泥股份公司热工标定报告.

[2]陈友德.大型预分解窑的能耗探讨 (一) .[J]新世纪水泥导报, VOL.4NO.2.

[3]吴国芳, 等.预热器出口废气热损失对熟料热耗的影响[J]水泥, 2008 (5) .

[4]张冠军.5000t/d烧成系统热工标定与工艺分析[J].中国水泥, 2008. (5)

热损失排烟温度篇4

对于方程的求解, 有效的求解方法是数值计算, 比较简单的几何形状 (影响因素为管道的走向、是否拐弯、埋设的位置等) 可以得到较理想的精确解。但对于复杂的几何形状, 数值计算将非常复杂。本文将热工计算中的形状因子法和平均温度差法结合, 初步探讨对热力管道热损失的快速计算。

1 稳态导热中的形状因子法

为了便于工程计算, 对于有些二维或者三维的稳态导热问题, 针对已知两个稳定温度边界条件下的导热热流量, 可采用一种简便的计算公式。在这种公式中, 将有关涉及物体几何形状和尺寸的因素归纳在一起, 称为形状因子。这样, 对于导热系数为常数的情形, 导热热流量值可按照下式计算:

式中Q———导热的热流量, W;

S———形状因子, m;

λ———导热系数, W/ (m·℃) ;

Δt———导热温差, ℃。

为了说明形状因子的概念, 以最简单的一维无限大平壁导热 (如图1) 为例, 对于一维无限大平壁, 导热公式为:

式中F———导热平壁的导热面积, m2;

δ———导热平壁两导热面间的厚度, m。

结合 (2) 、 (3) 式, 可以看出, 在一维无限大平壁导热中, 形状因子为:

另外, 从 (2) 、 (3) 式还可以看到, 用式 (2) 计算两个恒定边界的物体导热热流量, 不同形状和尺寸物体的差异就归纳表现在形状因子中。

国内外相关文献[1]给出了有关不同形状和尺寸的物体的形状因子, 其结果如表1所示。

2 换热问题中的平均温度差法

换热问题的基本计算公式为:

式中, K为换热系数, F为换热面积, Δt为两种冷热换热物质的温度差。对于换热问题, 由于流体温度沿流向变化, 故温差Δt也是变化的, 工程实际中常用流体流向上的平均温差Δtm来代替Δt, 则 (3) 式变为:

可以推导 (具体推导请参阅参考文献[2]) , 平均温度差计算公式:

式中, Δtm称为对数平均温差 (简称LMTD, Logarithmic Mean Temperature Difference) 。

当ΔΔtt′″<2时, 可用算数平均温差代替对数平均高温差, 根据国文献, 误差小于4%, 即:

3 结合形状因子法和平均温度差法对热力管道损失计算的实例

对于较长管道热损失计算, 如水平走向, 外径为150 mm的管道, 长度为200 m, 埋设在地下0.6 m深处, 管道进出口温度分别为95℃和88℃, 埋深处地表面土壤温度为5℃, 取土壤的导热系数为0.8 W/m·℃, 计算管道的热损失。

比较管道的温度 (95℃和88℃) , 沿程温度降较小 (7℃) , 可以视为等温管道, 利用形状因子法来快速计算。

3.1 利用平均温度差法计算管道沿流向的平均温度

利用平均温度差法的基本思想是将管道内流体视为热流体, 将土壤视为温度恒定 (5℃) 的冷流体。这样, 管道与土壤的温度差的问题就变换为换热器的温差计算问题, 也就是说, 土壤与管道的温度差在公式 (2) 中表现为Δt, 在公式 (4) 中表现为Δtm。在此实例中, 原式中换热器两端冷热流体温度差Δt'和Δt″和分别为变为管道进出口温度与土壤温度的差值。

温差计算得:Δt=90℃, Δt″=83℃

由公式 (6) 得Δtm=86.5℃

这样就利用换热器模型解决了温度沿流向变化导致的温差的变化。可以得出在计算散热量时的适用管道流体相当温度:tPm=Δtm+t土壤=91.5℃。

3.2 计算形状因子

结合本文表1, 该情况下管道的热损失问题近似符合表一中的等温表面半无限大物体中的水平埋管情况 (流向上的温度变化不是很大, 对比精确计算结果, 误差在5%之内, 这样类似计算的误差问题及其分析可参阅文献[3]) 。

由于管道长l=200 m, 埋设在地下h=0.6 m深处, 管道半径r1=0.15 m, 使用条件为h>3r1, l垌r1, 形状因子S采用第二行计算公式, 即:

3.3 利用形状因子公式计算热损失

由公式 (2) 并以Δtm代替Δt, 则该管道的沿程热损失

4 结语

通过计算稳定状态下的热力管道的热损失, 比较直接地得到热损失大小的数值, 结合热阻的总和随绝缘层厚度变化的规律, 可以合理地选择热绝缘材料敷设绝缘层, 解决了不少工程应用问题, 实现减少热损失的目的。

遗憾的是, 除表一中列出的几种简单情形外, 复杂热力管道排列的形状因子计算公式没有精确的解析表达式, 因此在热力管道的热损失计算中经常采用按形状因子分段计算、逐段相加的方法来得出结果。

参考文献