水氣比對直接接觸煙氣余熱回收系統(tǒng)性能影響

王 遜， 劉 璐， 胡 明

(1.北京優(yōu)奈特燃?xì)夤こ碳夹g(shù)有限公司，北京100023；2.北京市公用工程設(shè)計監(jiān)理有限公司，北京100023))

1 概述

回收燃?xì)忮仩t煙氣余熱是提高鍋爐熱效率的有效手段之一，許多學(xué)者對直接接觸式煙氣-水換熱器(以下簡稱煙氣換熱器)用于煙氣余熱回收進(jìn)行了理論及實踐研究[1-4]。文獻(xiàn)[5]建立了煙氣換熱器的傳熱傳質(zhì)模型，分析了熱質(zhì)交換性能的影響因素。結(jié)果表明，影響煙氣換熱器換熱效率的主要因素是水氣比(煙氣換熱器的噴淋水與煙氣質(zhì)量流量之比)、換熱器高度、噴水霧化粒徑等。文獻(xiàn)[6-7]對采用煙氣換熱器的鍋爐余熱回收系統(tǒng)進(jìn)行實驗研究，得到優(yōu)化后的水氣比用于改善煙氣換熱器的熱效率。已有研究表明，水氣比是影響熱回收效果的重要參數(shù)，但相關(guān)研究主要對煙氣換熱器進(jìn)行。本文針對采用煙氣換熱器、直接接觸式空氣-水換熱器(以下簡稱空氣換熱器)的燃?xì)忮仩t(額定熱功率5.6 MW)供熱系統(tǒng)，采用Aspen Plus流程模擬軟件，分析水氣比對燃?xì)忮仩t進(jìn)口空氣溫度、系統(tǒng)供熱量、煙氣換熱器排煙溫度(即系統(tǒng)排煙溫度)的影響，從降低氮氧化物排放和提高系統(tǒng)供熱能力出發(fā)，確定適宜的水氣比。

2 燃?xì)忮仩t供熱系統(tǒng)

某工程采用煙氣換熱器，對原有額定熱功率5.6 MW燃?xì)鉄崴仩t供熱系統(tǒng)進(jìn)行節(jié)能改造，并配合低氮燃燒器降低鍋爐氮氧化物排放。

① 原燃?xì)夤嵯到y(tǒng)

原燃?xì)夤嵯到y(tǒng)工藝流程見圖1，燃?xì)忮仩t額定耗氣量為609 m3/h，額定熱功率為5.6 MW。供熱介質(zhì)進(jìn)、出水溫度為50、70 ℃，設(shè)計質(zhì)量流量為236 798 kg/h。

燃?xì)忮仩t出口煙氣(130 ℃)經(jīng)煙氣冷卻器冷卻后溫度降至80 ℃，排出系統(tǒng)。板式換熱器一級側(cè)出水(溫度為70 ℃)分為兩部分，一部分進(jìn)入煙氣冷卻器被加熱至77 ℃，另一部分與煙氣冷卻器出水混合后進(jìn)入燃?xì)忮仩t,被加熱至95 ℃。

② 改造后的燃?xì)夤嵯到y(tǒng)

改造后的燃?xì)夤嵯到y(tǒng)流程(水氣比為3.0)見圖2。采用直接接觸煙氣余熱回收裝置回收煙氣冷卻器排煙余熱，直接接觸煙氣余熱回收裝置包括煙氣換熱器、空氣換熱器、循環(huán)泵等[4，8]。來自用戶的回水分為兩部分：一部分進(jìn)入煙氣冷卻器，被煙氣加熱至60 ℃。另一部分與經(jīng)煙氣冷卻器加熱的用戶回水混合，進(jìn)入板式換熱器加熱至70 ℃。

圖1 原燃?xì)夤嵯到y(tǒng)工藝流程

圖2 改造后的燃?xì)夤嵯到y(tǒng)流程(水氣比為3.0)

循環(huán)水經(jīng)循環(huán)泵輸送到煙氣換熱器，由上部向下噴灑，與來自下部的煙氣(煙氣來自煙氣冷卻器，溫度為80 ℃)直接接觸換熱，煙氣放熱后溫度降至40～45 ℃，煙氣中的凝結(jié)水則進(jìn)入循環(huán)水。

在空氣換熱器中，來自煙氣換熱器的循環(huán)水，與空氣換熱器下部的低溫空氣直接接觸，空氣被加熱加濕。為了保證鍋爐煙氣氮氧化物排放量≤30 mg/m3，要求鍋爐進(jìn)口濕空氣溫度在60～65 ℃，相對濕度100%。由于燃?xì)忮仩t進(jìn)口空氣經(jīng)過加濕，因此燃?xì)忮仩t出口煙氣中水質(zhì)量分?jǐn)?shù)達(dá)到30%左右，煙氣露點提高至70 ℃以上。

3 模擬方法與參數(shù)設(shè)定

① 模擬方法

采用Aspen Plus流程模擬軟件，建立改造后燃?xì)夤嵯到y(tǒng)仿真流程。采用Radfrac模塊對煙氣換熱器、空氣換熱器分別進(jìn)行塔板設(shè)計、塔板校核。天然氣、空氣物性參數(shù)計算采用P-R方程，水及水蒸氣物性參數(shù)計算采用STEAM-TA模塊。

② 參數(shù)設(shè)定

天然氣的各組分體積分?jǐn)?shù)見表1。天然氣的低熱值為35 080 kJ/m3。

表1 天然氣的各組分體積分?jǐn)?shù) %

供熱系統(tǒng)的供熱量為5 570.4 kW，用戶供水溫度70 ℃，用戶回水溫度50 ℃。燃?xì)忮仩t過剩空氣系數(shù)為1.3，阻力為30 kPa。煙氣冷卻器、板式換熱器的換熱效率為98%?？諝鈸Q熱器的散熱損失率為5%，阻力為0.3 kPa。煙氣換熱器的散熱損失率為5%，阻力為0.5 kPa。循環(huán)泵效率為90%，送風(fēng)機(jī)效率為75%。煙氣換熱器、空氣換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。煙氣換熱器填充不銹鋼鮑爾環(huán)，直徑38 mm，高度38 mm，厚度0.4 mm。空氣換熱器填充塑料鮑爾環(huán)，直徑25 mm，高度25 mm，厚度0.4 mm。

煙氣換熱器的煙氣進(jìn)口溫度為80 ℃，流量9 200 m3/h?？諝鈸Q熱器的空氣進(jìn)口溫度為20 ℃，相對濕度50%,流量為6 888 m3/h，循環(huán)水進(jìn)水溫度為74.8 ℃。燃?xì)忮仩t天然氣進(jìn)氣溫度20 ℃，流量為609 m3/h。

板式換熱器額定換熱能力為6 000 kW，煙氣冷卻器額定換熱能力為170 kW，煙氣換熱器額定換熱能力為1 500 kW，空氣換熱器額定換熱能力為1 200 kW。

表2 煙氣換熱器、空氣換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

③ 煙氣余熱回收量

煙氣換熱器的煙氣余熱回收量采用Aspen Plus計算。煙氣余熱回收量包括：煙氣中各組分(包括H2O、O2、N2、CO2)由80 ℃降至煙氣換熱器出口煙氣溫度顯熱放熱量，以及煙氣中H2O的潛熱放熱量。

4 水氣比影響分析

① 對濕空氣溫度的影響

空氣換熱器出口濕空氣溫度隨煙氣換熱器水氣比的變化見圖3。從控制氮氧化物生成的角度，進(jìn)入燃?xì)忮仩t的濕空氣溫度應(yīng)在60～65 ℃范圍內(nèi)。由圖3可知，為保證燃?xì)忮仩t較好的低氮燃燒效果，水氣比應(yīng)在2.0～3.4。

圖3 空氣換熱器出口濕空氣溫度隨煙氣換熱器水氣比的變化

② 對系統(tǒng)供熱增量、排煙溫度的影響

系統(tǒng)供熱增量(與改造前相比，由用戶側(cè)熱水參數(shù)計算得到)、煙氣換熱器排煙溫度隨煙氣換熱器水氣比的變化見圖4。由圖4可知，隨著水氣比增大，系統(tǒng)供熱增量先增大后減小，煙氣換熱器排煙溫度先降低后升高，拐點出現(xiàn)在水氣比3.0左右。此時，系統(tǒng)供熱增量最大(約420 kW)，排煙溫度最低(約41.6 ℃)。

因此，從降低氮氧化物排放和提高系統(tǒng)供熱能力出發(fā)，適宜的水氣比為3.0。

圖4 煙氣換熱器水氣比對系統(tǒng)供熱增量和煙氣換熱量排煙溫度的影響

5 換熱器設(shè)計參數(shù)

將水氣比設(shè)定為3.0，采用Radfrac模塊對煙氣換熱器、空氣換熱器分別進(jìn)行塔板設(shè)計、塔板校核。煙氣換熱器及空氣換熱器直徑及壓力降見表3。

表3 煙氣換熱器及空氣換熱器直徑及壓力降

6 結(jié)論

從降低氮氧化物排放和提高系統(tǒng)供熱能力出發(fā)，煙氣換熱器適宜的水氣比為3.0。