針對75 t/h工業熱電站鍋爐供熱負荷需求增大的形勢，對文獻的研究發現：目前常用的供熱增容方式多為低真空供熱和抽汽供熱改造，前者會使排汽溫度升高，凝汽器冷卻管膨脹量、汽缸膨脹量發生變化，也將不同程度地影響到機組的安全運行；后者需對汽輪機及全廠回熱系統進行相應改造，工作量很大。筆者提出在不對汽輪機進行改造、也不影響汽輪機工況的前提下，利用原回熱抽汽直接供熱，同時結合鍋爐省煤器改造及增設可控壁溫式換熱器的整體增容節能改造方案。改造工作量較小，安全可靠，節能效果明顯。
1、鍋爐概況
某熱電有限責任公司共有4臺75 t／h次高壓自然循環煤粉鍋爐，設計參數見表1。鍋爐為單鍋筒自然循環煤粉爐，鋼制構架，呈Ⅱ形布置。鍋爐采用前吊、后支方式，固態排渣，室內布置，制粉系統采用中間倉儲式，乏氣送粉，直流式煤粉燃燒器分二層正四角布置。鍋爐采用平衡通風，在每臺鍋爐煙道上安排有一臺布袋式除塵器。
鍋爐尾部受熱面采用雙級布置，均擱置于尾部鋼架上。上、下省煤器管系由直徑為32 mm、壁厚為4mm的20G鋼管組成，管系平行于鍋爐前墻、錯列布置。空氣預熱器為雙級布置。上級空氣預熱器管徑為40 mm，壁厚為1.5 mm;下級空氣預熱器管徑為51 mm，壁厚為2.5 mm，考慮到尾部受熱面的低溫腐蝕，最后一組管箱管徑為51mm，壁厚為2.5mm，單獨支承在尾部鋼架上，便于檢修和更換，富通新能源生產銷售生物質鍋爐，生物質鍋爐主要燃燒木屑顆粒機壓制的生物質顆粒燃料。
2、問題分析
近年來，隨著燃煤市場的變化，運行煤種與原設計煤種相比有較大的變化，其元素分析見表2。
由表2可知：運行煤種灰分較高、發熱值偏低。煤的灰分、水分及發熱值直接影響到煙氣量及煙氣特性，從而導致排煙溫度變化。煤的Qar越低，w(Mar)越多，則排煙溫度越高。計算表明：排煙溫度與4 187w(Mar)/Qnet.ar近似成線性關系，當4187w(Mar)/Qnet.ar增加0.1，排煙溫度會升高0.6 K；w(Aar)增加會導致尾部受熱面積灰污染加重，傳熱系數降低，煙氣放熱量減少，從而使排煙溫度升高。
由于制粉系統密封不佳、爐底水封失效、本體門孔漏風等因素造成系統漏風量增大，空氣預熱器前的煙道漏風將使煙溫下降，傳熱溫差降低，使受熱面吸熱量下降，最終導致排煙溫度進一步升高。綜合近年鍋爐運行情況來看，其排煙溫度比設計值偏高，鍋爐平均負荷升高后排煙溫度偏高現象更加明顯，最高超過設計值達18 K，鍋爐熱效率較設計偏低約2%。
另外，該電廠為工業區提供生產及供暖蒸汽，隨著園區生產用蒸汽量的增加及冬季供暖負荷的增加，鍋爐經常處在滿負荷、甚至超負荷狀態。鍋爐超發導致排煙溫度升高、汽水管道阻力升高、汽輪機汽耗率升高，最終導致供熱能耗升高；而且鍋爐長期處于超發狀態也不利于其長周期安全穩定、經濟運行。
鑒于上述情況，需要對鍋爐制粉系統及爐底水封進行消缺檢修，同時對鍋爐本體進行改造。
3、改造方案
根據鍋爐節能降耗及供熱增容的需要，結合熱電廠運行方式，采用將原抽汽回熱蒸汽用于供熱增容，給水溫度降低則用增加省煤器傳熱溫差彌補。通過鍋爐尾部受熱面局部改造大幅提高省煤器吸熱量，排煙溫度因而也大幅下降。
3.1鍋爐給水管道改造
通過對熱電廠熱力系統的分析發現：該電廠為母管制供水系統，2號高壓加熱器（簡稱高加）的加熱蒸汽源為供熱蒸汽，減少2號高加加熱蒸汽的用量即可達到供熱增容的目的。圖1為給水管道改造圖，對2號鍋爐給水管道按圖1進行了旁路改造，關閉圖1中閥門1、打開閥組2，使2號鍋爐給水溫度降至126℃，同時也減少2號高加的入口水量。為保證2號高加出口水溫160℃，配合圖1中新增閥門的調整，可減少2號高加從供熱管道來的加熱蒸汽量，以此增加了對外的供熱量。改造不會對汽輪機產生影響，也不會影響未改造鍋爐的給水溫度，對電廠的循環效率不會產生影響。
3.2省煤器改造
2號鍋爐給水系統經過3.1節改造后，給水溫度由160℃降低到126℃，降幅達34 K，會造成鍋爐蒸發量下降，過熱蒸汽超溫。因為鍋爐給水溫度下降后，如果要維持鍋爐額定負荷，所需要的蒸發吸熱量加大，則要多燒煤，增加水冷壁的輻射吸熱，與此同時過熱器對流吸熱量也增加，但對流傳熱的增長率要比水冷壁的輻射傳熱增長率高，最終導致過熱汽超溫。為滿足給水溫度降低后鍋爐安全、經濟運行的要求：一方面在不對爐膛水冷壁進行改動的前提下，需要增加尾部省煤器的傳熱面積；另一方面由于燃煤量加大，煙氣量加大，在增加受熱面的同時必須進行防磨結構優化設計。因此新省煤器采用螺旋肋片管，在增加受熱面積的同時能有效地減少磨損。利用原布置省煤器空間，將原直徑32 mm、壁厚4 mm光管更換為直徑38 mm、壁厚4.5 mm的螺旋肋片管，肋片高度17 mm、肋片間距12.5 mm、肋片厚度1 mm，肋片能增加煙氣側管子的傳熱面積。改造后高溫省煤器受熱面積由原來的257m2增加至596 m2．低溫省煤器受熱面積由原來的308 mz增加至1 186m2．同時螺旋肋片對煙氣有“整流”和“導流”作用，使得煙氣速度趨于均勻，煙氣流對管子圓周面的沖刷比光管均勻，對降低管壁的磨損非常有利。煙氣流經螺旋肋片時受黏性力作用，在肋片表面形成穩定的附面層，還能降低灰粒對管壁金屬的沖擊能力。在沒有肋片的彎頭部分及受熱面管夾處加裝專門設計的防磨護套，將其完全保護，避免局部磨損，見圖2。該結構已廣泛運用于省煤器的改造，防磨效果顯著。
3.3增設可控壁溫式換熱器
鍋爐尾部受熱面采用雙級布置，沿煙氣流程自上而下分別是高溫省煤器、高溫空氣預熱器、低溫省煤器和低溫空氣預熱器。由于空氣預熱器不久前剛更換過，這次不對其進行改造。經過上述改造，高溫空氣預熱器和低溫空氣預熱器的入口煙氣溫度降低，造成高溫空氣預熱器出口熱風溫度（經計算約270℃）偏低，將會影響燃燒的穩定性。為穩定燃燒必須提高熱風溫度，在尾部增設可控壁溫式換熱器，見圖3。通過煙氣側換熱器吸收低溫煙氣余熱，被加熱的工質在空氣側換熱器對冷空氣放熱，提高了空氣預熱器人口風溫，在提高熱風溫度的同時減輕了低溫腐蝕。
可控壁溫式換熱器利用熱管原理，以“壁面溫度”作為換熱器最基本的設計參數，按不發生腐蝕原則設計，使壁面溫度高于煙氣酸露點溫度并維持足夠小的溫差，實現最大幅度節能目的。按文獻中煙氣酸露點計算公式得出運行煤種酸露點溫度為90℃，確定了金屬最低壁溫為100℃。換熱器的系統布置和運行方式使換熱器相變工作段的壁面溫度處于整體均勻、可調可控狀態，通過圖3中熱水旁路閥和循環泵精確控制煙氣側換熱器入口工質溫度，使排煙溫度和壁面溫度保持相對穩定，并能適應鍋爐的運行煤種以及負荷的變化。
3.4性能計算及分析
根據運行煤種和原受熱面結構，以給水溫度160℃，按文獻進行了熱力校核計算，使熱力計算程序能符合現在鍋爐的運行工況。在此基礎上，以給水溫度為126℃進行了鍋爐尾部受熱面改造的設計計算。最后按改造后的尾部受熱面結構，以給水溫度恢復為160℃進行校核。計算結果見表3。
由表3可見：鍋爐經過上述改造后在給水溫度126℃工況下，鍋爐熱效率提高了1.7%。在相同供電負荷下，經計算有11.5 GJ/h用于加熱給水的熱量可用于供熱。改造后熱風溫度為298.5℃，較改造前偏低30 K，主要是沒有改造空氣預熱器，按文獻推薦此熱風溫度滿足現運行煤種燃燒要求。在供熱負荷不高的情況下可恢復回熱加熱系統，將鍋爐給水溫度恢復到160℃，這時熱風溫度升高到312.4℃，省煤器出口水溫升高到262.2。C，鍋爐效率提高1%。
4、改造效果及經濟效益
以額定蒸發量為對照基準，改造前、后主要參數對照見表4。
由表3及表4可見：運行數據（表4）與理論計算結果（表3）基本吻合，改造達到預期效果。2號鍋爐經過改造，在給水溫度123.6℃時鍋爐效率提高了1. 9%，按照設計燃煤量12. 47 t/h、年運行小時數5 000 h計算，可節約標煤783 t/a。在額定負荷下，由于給水溫度降低，鍋爐每小時燃煤量增加0.6 t，增加標煤消耗3 000 tla。在燃煤量增加及新增受熱面導致煙、風側阻力增加，送風機、吸風機耗電量及換熱器循環泵耗電量增加的情況下，據運行數據統計每小時增加功耗26.5 kW，按熱電廠發電標煤耗343.6 g/(kW-h)計算，增加標煤消耗45.5 t/a；標煤價格按800元／t計算，燃煤費用增加175萬元la。回熱系統抽汽全部用于對外供熱，供熱增容11.5 GJ/h，供熱價格按60元/GJ計，供熱收入增加345萬元／a。這兩項相減，直接經濟效益達170萬元／a。這次改造總計費用340萬元，兩年可回收投資成本。
5、結語
由上述分析可知：
(1)通過原回熱抽汽直接供熱，雖然降低了回熱系統的加熱蒸汽量，降低了給水溫度，但是運用此處抽汽直接供熱增加了機組的最大供熱量，也不影響汽輪機發電汽耗率，提高了機組熱電比，提高了機組的經濟性。
(2)通過尾部省煤器增容改造和增加可控壁溫式換熱器，既加強了傳熱，大幅度降低排煙溫度，又穩定了鍋爐蒸發量及熱風溫度，大幅提高了鍋爐熱效率。
(3)熱風溫度較改造前偏低，但基本滿足鍋爐安全、經濟運行要求。今后可利用更換空氣預熱器機會進行局部受熱面改造，提高熱風溫度，優化燃燒，進一步提高鍋爐效率。
(4)改造后鍋爐具備了長周期安全穩定、經濟運行的條件，并增加供熱的能力。在熱負荷小的工況下可恢復使用回熱抽汽加熱鍋爐給水，鍋爐增加受熱面后仍滿足安全運行要求，而且鍋爐效率比改造前提高約1%。
