增压富氧气氛下锅炉高温对流受热面的优化及其换热特性研究

高正阳， 赵 航， 范军辉， 殷立宝， 廖永进

(1.华北电力大学 能源动力与机械工程学院，河北保定 071003；2.广东电网有限责任公司电力科学研究院，广州 510080)



增压富氧气氛下锅炉高温对流受热面的优化及其换热特性研究

高正阳1， 赵 航1， 范军辉1， 殷立宝2， 廖永进2

(1.华北电力大学 能源动力与机械工程学院，河北保定 071003；2.广东电网有限责任公司电力科学研究院，广州 510080)

以某300 MW燃煤机组为例，运用Aspen Plus软件确定煤粉在增压富氧(CO2与O2体积比为70∶30，压力为1 MPa)气氛下生成烟气的物性，采用Fluent软件，结合DO辐射模型，对高温再热器和高温过热器在不同烟气流速下的传热情况进行数值模拟，运用迭代法对其进行换热优化研究，分析优化后换热器参数的变化.结果表明：随着烟气流速的增大，优化后的高温再热器和高温过热器的对流传热系数逐渐增大，辐射传热系数逐渐减小，增压富氧气氛下高温再热器和高温过热器所需换热面积逐渐减小，且变化幅度变小；优化后换热器的烟道高度、烟道宽度、横向节距和管圈高度等尺寸参数均大幅减小，耗材量减少，但烟气压降大幅增大，厂用电耗增加.

增压富氧燃烧； 高温对流受热面； 优化； 迭代法； 数值模拟

燃煤电站排放大量的CO2，对环境造成极大的污染，目前电厂CO2的捕集和封存已经成为一个重要的研究方向[1-2].富氧燃烧技术，即O2/CO2燃烧技术，可以有效且经济地捕集电站锅炉产生的CO2，将其液化处理后再回收利用[3].在液化CO2的同时，由于常压下SO2的沸点低于CO2的三相点温度，SO2也被液化回收，可以节省因脱硫造成的投资浪费，由于烟气再循环，排放烟气中的NOx也随之减少[4]，因此富氧燃烧技术是一项采用矿物燃料进行能量生产时可以实现污染物零排放的新型洁净发电技术[5-7].

然而富氧燃烧产生的烟气主要成分是CO2和H2O等三原子气体，具有较强的辐射和吸收能力，同时烟气的密度、导热系数、动力黏度、比定压热容和普朗特数等烟气物性也发生较大变化，换热器的辐射传热系数和对流传热系数也与空气条件下不同，为保证蒸汽侧参数不变，必须对换热器的对流受热面进行重新设计.设计后的换热器结构与常规空气气氛锅炉有很大差异，必将导致烟气流速与空气气氛下不同，流动阻力和压降等参数也将改变，这必然会影响到风机电耗等运行费用.

米翠丽等[8]对常压富氧燃烧锅炉的对流受热面进行了设计与优化;Hong[9]对1 MPa增压富氧燃烧锅炉进行换热计算，但并没有对换热器结构和烟气流速进行优化和分析;马凯等[10]对300 MW机组的省煤器进行了优化设计和分析，分别在常压空气、常压富氧和5种不同压力的增压富氧气氛下计算省煤器的换热参数，并根据单位换热量换热器费用最小为原则确定最佳烟气流速;高正阳等[11]对5种压力下增压富氧燃烧对流受热面进行了热力计算，分析了增压富氧燃烧条件下烟气压力变化对各受热面换热特性的影响;马凯等[12]基于2种辐射模型对富氧燃烧条件下各受热面进行了计算分析，认为对于相同的锅炉，富氧燃烧气氛下对辐射传热较为有利.

针对增压富氧气氛下高温对流受热面的优化计算报道很少.笔者以某300 MW燃煤机组为研究对象，针对换热器流动和换热的特点，建立换热器的三维几何模型，运用Aspen Plus软件计算增压富氧(CO2与O2体积比为70∶30，压力为1 MPa)气氛下生成烟气的物性，利用Fluent软件平台，结合DO辐射模型，分别对高温再热器和高温过热器在不同烟气流速下的传热情况进行数值模拟，并运用迭代法对不同烟气工况下的换热器结构进行优化研究，得到不同烟气工况下的优化模型，分析优化后换热器的尺寸参数、辐射传热系数、对流传热系数、换热面积、对数平均温差、出口烟气温度、管壁温度分布以及烟气压降等的变化规律.

1 研究对象

以某300 MW亚临界参数自然循环汽包锅炉为研究对象，锅炉型号为HG-1025/17.5-HM35，沿着烟气流动方向，主要受热面有屏式过热器、高温再热器、高温过热器、低温过热器和省煤器等，高温再热器的一片管屏由7根并排管子组成，顺着烟气流动方向共有14根管子；高温过热器的一片管屏由4根并排管子组成，顺着烟气流动方向共有16根管子.高温再热器和高温过热器的结构尺寸见表1.煤质分析数据见表2.

表1 换热器的结构尺寸

Tab.1 Structural dimensions of the heat exchanger mm

表2 煤质分析

2 数值模拟计算方法

2.1 物理模型

根据锅炉高温再热器和高温过热器的结构特点，建立换热器的三维几何模型，图1为使用Gambit软件建立的物理模型.由于不论是高温过热器还是高温再热器，不同管屏处的流动与换热特性基本相同，因此仅对高温过热器一片管屏和高温再热器一片管屏进行计算.

2.2 模型优化思路和方法

根据传热学理论，考虑到管子内、外污垢的影响，传热系数可表示为：

(1)

又有

(2)

(3)

传热系数k对烟气流速u和特征长度l的偏导数分别为：

(a) 高温再热器 (b) 高温过热器

图1 换热器单片管屏的物理模型

Fig.1 Physical model for different tube panels of the heat exchanger

(4)

(5)

式中：k为以管外侧面为基准的传热系数，W/(m2·K)；λin和λo分别为管内、外壁污垢导热系数，W/(m·K)；λb为管壁的导热系数，W/(m·K)；hi和ho分别为管子内、外侧的复合表面传热系数，W/(m2·K)；d1和d4分别为管子内、外径，m；d2和d3分别为管子内、外壁污垢与管子中心距离的2倍，m;Re为雷诺数;Pr为普朗特数;ν为运动黏度,m2·s;λ为烟气的导热系数,W/(m·K);C、n为常数.

此处，特征长度l等于管子外径d4，因此传热系数k与烟气流速u和管子外径d4呈正相关，随着管子外径的增大，烟气流速增大，换热器换热能力增强.为研究在换热器的换热量不变时，增压富氧气氛下不同烟气流速对换热器所需换热面积和换热规律的影响，选取高温再热器烟气流速为0.709 1 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s和9.6 m/s 6个工况点(其中0.709 1 m/s为1 MPa增压富氧气氛下生成的烟气量在烟道截面积不变时的烟气流速，9.6 m/s为常规空气气氛锅炉高温再热器中烟气的流速)；选取高温过热器烟气流速为0.781 6 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s、9 m/s和10.6 m/s 7个工况点(其中0.781 6 m/s为1 MPa增压富氧气氛下生成的烟气量在烟道截面积不变时的烟气流速，10.6 m/s为常规空气气氛锅炉高温过热器中烟气的流速)，分别进行了不同烟气流速下的数值模拟，并按照图2所示迭代法对高温再热器和高温过热器的物理模型进行换热优化计算.

图2 模型优化方法

2.3 烟气物性的计算

增压富氧气氛下的烟气物性采用Aspen Plus软件计算，烟气物性包括烟气的密度、比定压热容、黏度、导热系数和普朗特数等，计算时采用的热力学方法为PR-BM，Aspen Plus软件具有完备的物性数据库，可用于求解多种组分混合物的热力学性质[10-11].计算结果如表3所示.

表3 锦州煤在增压富氧气氛下燃烧产生烟气的物性参数

2.4 辐射减弱系数的修正计算

计算增压富氧气氛下三原子气体的辐射减弱系数(即吸收系数)，需要考虑多谱带重叠和混合气体谱带重叠带来的影响.针对富氧燃烧生成的烟气中高浓度三原子气体辐射特性的改变，采用Leckner提出的宽带关联修正式进行三原子气体辐射减弱系数的计算[12-13]，得到3种燃烧气氛下对应的烟气辐射减弱系数值，作为DO辐射模型计算辐射特性的基础数据，宽带关联修正式为：

k=(kq-δ)r2+wfhkfh+k1x1x2

(6)

(7)

(8)

K=lg[(pH2O+pCO2)s]

(9)

式中：kq为三原子气体的辐射减弱系数，1/(MPa·m)；r2为烟气中三原子气体的总容积份额；kfh为烟气中灰粒的辐射减弱系数，1/(MPa·m)；wfh为飞灰的质量分数；k1为焦炭颗粒的辐射减弱系数，1/(MPa·m)；x1、x2为焦炭颗粒的影响系数；pH2O、pCO2分别为烟气中H2O与CO2的分压力，MPa；s为有效辐射层厚度，m.

2.5 网格的划分与边界条件的设置

蒸汽流动区采用六面体划分网格，烟气流动区采用尺寸函数法划分网格，采用不同参数划分出不同的网格数量进行模拟计算，对比模拟结果进而验证网格的正确性.图3为网格划分局部图.

模拟过程中，速度与压力采用Simplec算法，采用隐式格式离散控制方程.将蒸汽入口边界设置为质量流量入口，根据锅炉在100%负荷下的运行参数，高温再热器和高温过热器的单根管子的质量流量分别为0.561 7 kg/s和0.451 9 kg/s，压力分别为3.905 MPa和17.886 MPa.烟气入口的边界条件设置为质量流量入口，保证高温再热器的烟气流速分别为0.709 1 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s和9.6 m/s，入口烟气温度采用炉膛出口烟气温度；

图3 网格划分局部图

高温过热器的烟气流速分别为0.781 6 m/s、1 m/s、3 m/s、5 m/s、7 m/s、9 m/s和10.6 m/s，入口烟气温度采用高温再热器在不同烟气流速下对应的出口烟气温度.蒸汽和烟气出口设置为压力出口.烟气物性采用Aspen Plus软件的计算结果，高温再热器和高温过热器均采用顺流换热方式，管壁面采用耦合换热方式，管屏两侧壁面设为对称边界，其余壁面设为常温.

3 优化后的结果与分析

3.1 优化后尺寸参数分析

根据图1所示的物理模型，按照图2中的优化方法对模型在不同烟气流速下进行换热优化计算.优化后的换热器尺寸参数见表4.由表4可以看出，增压富氧气氛下，为达到相同的换热效果，保证主蒸汽参数不变，在不改变管圈数、管圈的直径和纵向节距的前提下，对某一烟气流速下的换热器模型进行换热优化改造，改造后换热器的烟道高度、烟道宽度、管排的横向节距和管圈高度都将发生较大变化.

常规空气气氛锅炉中高温再热器的烟气流速为9.6 m/s，烟道高度为13.252 m，烟道宽度为13.716 m，横向节距为228.6 mm，管圈高度为10.799 m；在烟道截面积不变时，增压富氧气氛下高温再热器的烟气流速为0.709 1 m/s，此时要达到与空气气氛下相同的换热效果，管圈高度减少了5.46%，换热面积也将随之减小.

由表4中数据可得，当增压富氧气氛下高温再热器处的烟气流速达到空气气氛下的相同值(9.6 m/s)时，烟道高度为7.617 m，烟道宽度为4.224 m，横向节距为70.40 mm，管圈高度为5.164 m.对比可得，增压富氧气氛下高温再热器烟道高度为常规空气气氛锅炉的57.48%，烟道宽度为常规空气气氛锅炉的30.8%，横向节距为常规常规空气气氛锅炉的30.8%，管圈高度为常规空气气氛锅炉的47.82%，换热器的烟道截面积显著减小，为常规空气气氛锅炉的17.7%.据此数据可得，要实现与空气气氛下相同的烟气流速，达到相同的换热效果，高温过热器的尺寸参数必将大幅减小，换热器的耗材量必然减少，从而达到节约材料的目的.

表4 换热器的尺寸参数

常规空气气氛锅炉中高温过热器的烟气流速为10.6 m/s，烟道高度为11.41 m，烟道宽度为13.716 m，横向节距为152.4 mm，管圈高度为11.693 m；在烟道截面积不变时，增压富氧气氛下高温过热器的烟气流速为0.781 6 m/s，此时要达到与空气气氛下相同的换热效果，管圈高度减少了6.57%，换热面积也将随之减小.

由表4中数据可得，当增压富氧气氛下高温过热器处的烟气流速达到空气气氛下的相同值(10.6 m/s)时，烟道高度为4.498 m，烟道宽度为6.254 m，横向节距为69.49 mm，管圈高度为4.781 m.对比可得，增压富氧气氛下高温过热器烟道高度为常规空气气氛锅炉的39.42%，烟道宽度为常规空气气氛锅炉的45.6%，横向节距为常规空气气氛锅炉的45.6%，管圈高度为常规空气气氛锅炉的40.89%，换热器的烟道截面积显著减小，为常规空气气氛锅炉的17.98%.据此数据可得，要达到与空气气氛下相同的烟气流速，同时实现相同的换热效果，高温过热器的尺寸参数也将大幅减小.

综合上述分析，无论是高温再热器还是高温过热器，在增压富氧气氛下要达到与空气气氛下相同的烟气流速，同时实现相同的换热效果，换热器的尺寸参数必将大幅减小，结构更加紧凑，换热器的耗材量必然减少，从而达到节约材料的目的.

3.2 烟气压降分析

烟气压降影响运行电耗和经济效益.烟气压降与烟气流速、密度、换热器的横向节距和纵向节距等参数有关.图4给出了增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器的烟气压降.由图4可知，随着烟气流速的增大，高温再热器和高温过热器的烟气压降逐渐增大，其中高温再热器的烟气压降增幅更大，增加了厂用电量，使电厂的经济性降低.因此，选取合适的烟气流速至关重要，在合适的烟气流速下，增压富氧气氛下的传热系数比空气气氛下大，同时烟气压降比空气气氛下小，这样不仅可以减小换热面积，还可以减少风机耗功、建设初投资和运行费用，达到节能减排的目的.

图4 不同烟气流速下换热器的烟气压降

Fig.4 Flue gas pressure drop in heat exchangers at different flow rates of flue gas

3.3 优化后换热参数分析

随着烟气流速的增大，烟道高度、烟道宽度、横向节距和管圈高度都将逐渐变小，因此烟道的截面积将大幅度减小，这必然会影响烟道内烟气的流场分布，烟气侧的换热效果也会发生较大变化.

图5给出了空气气氛和增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器的烟气雷诺数变化.由图5可知，增压富氧气氛下，烟气的密度和运动黏度变化不大，水力直径略有减小，但烟气流速逐渐增大，因此高温再热器的烟气雷诺数随着烟气流速的增大呈明显的增大趋势.

图5 不同烟气流速下换热器的烟气雷诺数

Fig.5 Reynolds number variation of heat exchangers at different flow rates of flue gas

与空气气氛相比，增压富氧气氛下生成的烟气量减少，在烟道截面积不变时，高温再热器和高温过热器的烟气流速会变得很小，比空气气氛下小一个数量级，而烟气雷诺数却变化不大，这是由于增压富氧气氛下烟气密度比空气气氛下增大较多造成的.当改变烟道截面积时，烟气流速随之增大，烟气雷诺数也相应增大，当高温再热器和高温过热器的烟气流速分别达到9.6 m/s和10.6 m/s时，烟气雷诺数达到最大值，分别为空气气氛下烟气雷诺数的2.45倍和2.56倍左右.烟气雷诺数的变化直接影响传热系数的变化.

图6给出了空气气氛和增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器的辐射传热系数、对流传热系数和总传热系数的变化.由图6可知,增压富氧气氛下，随着烟气流速的增大，高温再热器和高温过热器的对流传热系数逐渐增大，辐射传热系数逐渐减小，但总传热系数逐渐增大，在每个烟气流速工况中，对流传热系数占总传热系数的比例较大，且随着烟气流速的增大，此比例明显增大.

随着烟气流速的增大，与空气气氛相比，在烟气雷诺数、普朗特数和导热系数的综合作用下，高温再热器的对流传热系数从空气气氛下的26.699 W/(m2·K)变为增压富氧气氛下的25.708 W/(m2·K)、33.276 W/(m2·K)、75.128 W/(m2·K)、104.796 W/(m2·K)、125.090 W/(m2·K)和144.370 W/(m2·K)，高温过热器的对流传热系数从空气气氛下的30.292 W/(m2·K)变为增压富氧气氛下的34.654 95 W/(m2·K)、39.740 W/(m2·K)、76.235 W/(m2·K)、102.913 W/(m2·K)、123.756 W/(m2·K)、139.737 W/(m2·K)和150.244 W/(m2·K)，由于有效辐射层厚度减小，辐射传热系数也逐渐减小.随着烟气流速的增大，与空气气氛下相比，高温再热器的总传热系数为空气气氛下的1.104倍、1.096倍、1.357倍、1.667倍、1.89倍和2.105倍，高温过热器的总传热系数为空气气氛下的1.192倍、1.233倍、1.689倍、2.103倍、2.438倍、2.693倍和2.867倍.综上所述，高温再热器和高温过热器的总传热系数为空气气氛下的3倍左右，而蒸汽侧的传热系数变化不大，这将导致管壁温度大幅升高，管壁温度升高后会有超温爆管的可能，因此增压富氧锅炉中换热器管壁温度的变化有待进一步研究探讨.

(a) 辐射传热系数

(b) 对流传热系数

(c) 总传热系数

Fig.6 Heat-transfer coefficient variation of heat exchangers at different flow rates of flue gas

换热器的换热效果不仅受烟气侧对流和辐射的影响，而且与对数平均温差有关，要实现与空气气氛下相同的换热效果，需要考虑对数平均温差的变化.图7给出了空气气氛和增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器对数平均温差的变化.由图7可知，实现相同的换热效果，增压富氧气氛下高温再热器和高温过热器的对数平均温差均低于空气气氛下的相应值，且随着烟气流速的增大，对数平均温差逐渐降低，但降幅并不大，这是由传热系数与换热面积的乘积所决定的.由图7还可知，在高温区的高温再热器的对数平均温差比在温度较低区域的高温过热器高.

图7 不同烟气流速下换热器对数平均温差的变化

Fig.7 Logarithmic mean temperature difference of heat exchangers at different flow rates of flue gas

换热器出口烟气温度取决于换热量、烟气量、传热系数和换热面积等因素，图8给出了空气气氛和增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器出口烟气温度的变化.增压富氧气氛下生成的烟气量比空气气氛下少，在换热量相同的情况下，高温再热器的入口烟气温度相同，则空气气氛下高温再热器的出口烟气温度高于增压富氧气氛下的出口烟气温度；高温过热器的入口烟气温度为高温再热器的出口烟气温度，按照相应的理论分析，高温过热器的出口烟气温度依旧低于空气气氛下的相应值.

图8 不同烟气流速下换热器出口烟气温度的变化

Fig.8 Outlet flue gas temperature of heat exchangers at different flow rates of flue gas

由于蒸汽侧参数保持不变，换热器的对数平均温差随烟气流速增大逐渐降低，因此高温再热器和高温过热器的出口烟气温度与对数平均温差的变化趋势保持一致，即随烟气流速的增大依次降低.

图9给出了实现相同的换热量时，空气气氛和增压富氧气氛下不同烟气流速工况对应的高温再热器和高温过热器所需换热面积的变化.由图9可知，随着烟气流速的增大，增压富氧气氛下，实现相同的换热量，高温再热器所需的换热面积是空气气氛下的92.64%、83.63%、69.25%、58.59%、52.43%和49.01%，高温过热器所需的换热面积是空气气氛下的93.63%、85.28%、59.08%、49.84%、45.29%、44.6%和42.7%.由此可见，实现相同的换热效果，增压富氧气氛下各工况所需换热面积均小于空气气氛下的换热面积，这是由传热系数和对数平均温差共同决定的，随着烟气流速的增大，烟气侧传热系数逐渐增大，在对数平均温差变化不大的情况下，换热器所需换热面积减小，且变化幅度逐渐变小.

图9 不同烟气流速下换热器所需换热面积的变化

Fig.9 Heat-transfer area required by heat exchangers at different flow rates of flue gas

4 结 论

(1) 在增压富氧气氛下，对于锅炉高温对流受热面，随着烟气流速的增大，烟道高度、烟道宽度、横向节距和管圈高度等尺寸参数都大幅减小.当达到与空气气氛下相同的烟气流速，同时实现相同的换热效果时，换热器尺寸参数必将大幅减小，结构更加紧凑，换热器的耗材量必然减少，从而达到节约材料的目的，但同时烟气压降将大幅增大，增加厂用电耗，且与常规空气气氛锅炉相比，增压的能耗也较大.从经济效益角度考虑，需选择合适的烟气流速.

(2) 与空气气氛相比，在烟道截面积不变时，增压富氧气氛下生成烟气的雷诺数变化不大，当改变烟道截面积时，烟气雷诺数随着烟气流速的增大呈明显的增大趋势.

(3) 增压富氧气氛下，随着烟气流速的增大，高温再热器和高温过热器的对流传热系数逐渐增大，辐射传热系数逐渐减小，且对流传热系数占总传热系数的比例较大，随着烟气流速的增大，此比例明显增大，使得总传热系数逐渐增大.

(4) 实现相同的换热效果时，增压富氧气氛下高温再热器和高温过热器的对数平均温差和出口烟气温度均低于空气气氛下的相应值，且随着烟气流速的增大，对数平均温差逐渐降低，但降幅并不大.

(5) 实现相同的换热效果，增压富氧气氛下各工况所需换热面积均小于空气气氛下所需换热面积，增压富氧气氛下高温再热器和高温过热器所需换热面积随着烟气流速的增大而减小，且变化幅度逐渐变小.

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Study on Structure Optimization and Heat-transfer Characteristics of
High-temperature Convective Heating Surface in Pressurized Oxy-fuel Boilers

GAOZhengyang1,ZHAOHang1,FANJunhui1,YINLibao2,LIAOYongjin2

(1. School of Energy, Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Baoding 071003, Hebei Province, China; 2. Electric Power Research Institute of Guangdong Power Grid Co., Ltd., Guangzhou 510080, China)

Taking a 300 MW coal-fired boiler as an object of study, the properties of flue gas formed in pressurized oxy-fuel combustion were studied at 1 MPa with CO2to O2volumetric ratio of 70∶30, while the heat-transfer characteristics of high-temperature reheater and superheater were numerically simulated using Fluent software combined with radiation model DO at different flue gas velocities, to which heat-transfer optimization was carried out by iterative method, and subsequently an analysis was conducted on parameter variation of above heat exchangers. Results show that with the rise of flue gas flow rate, the convective heat-transfer coefficients of structurally-optimized high-temperature superheater and reheater gradually increase, but their radiative heat-transfer coefficients generally reduce, and the heat-transfer area required for high-temperature superheater and reheater reduces accordingly under pressurized oxy-fuel conditions, with lowering variation amplitude. The dimensional parameters of optimized heat-exchangers decrease, such as the flue height, flue width, horizontal pitch and tube size, etc., meaning less material consumption, whereas the pressure drop of flue gas rises significantly, resulting in increased auxiliary power consumption.

pressurized oxy-fuel combustion; high-temperature convective heating surface; optimization; iterative method; numerical simulation

2015-10-30

2015-12-30

高正阳(1972-)，男，河北保定人，副教授，博士，主要从事煤粉清洁燃烧技术和燃烧过程数值模拟方面的研究. 赵 航(通信作者)，男，硕士研究生，电话(Tel.)：15733221184；E-mail：zhsunshine@126.com.

1674-7607(2016)10-0773-08

TK223.3

A 学科分类号：470.30