针对75 t/h工业热电站锅炉供热负荷需求增大的形势，对文献的研究发现：目前常用的供热增容方式多为低真空供热和抽汽供热改造，前者会使排汽温度升高，凝汽器冷却管膨胀量、汽缸膨胀量发生变化，也将不同程度地影响到机组的安全运行；后者需对汽轮机及全厂回热系统进行相应改造，工作量很大。笔者提出在不对汽轮机进行改造、也不影响汽轮机工况的前提下，利用原回热抽汽直接供热，同时结合锅炉省煤器改造及增设可控壁温式换热器的整体增容节能改造方案。改造工作量较小，安全可靠，节能效果明显。
1、锅炉概况
某热电有限责任公司共有4台75 t／h次高压自然循环煤粉锅炉，设计参数见表1。锅炉为单锅筒自然循环煤粉炉，钢制构架，呈Ⅱ形布置。锅炉采用前吊、后支方式，固态排渣，室内布置，制粉系统采用中间仓储式，乏气送粉，直流式煤粉燃烧器分二层正四角布置。锅炉采用平衡通风，在每台锅炉烟道上安排有一台布袋式除尘器。
锅炉尾部受热面采用双级布置，均搁置于尾部钢架上。上、下省煤器管系由直径为32 mm、壁厚为4mm的20G钢管组成，管系平行于锅炉前墙、错列布置。空气预热器为双级布置。上级空气预热器管径为40 mm，壁厚为1.5 mm;下级空气预热器管径为51 mm，壁厚为2.5 mm，考虑到尾部受热面的低温腐蚀，最后一组管箱管径为51mm，壁厚为2.5mm，单独支承在尾部钢架上，便于检修和更换，意甲直播cctv5生产销售生物质锅炉，生物质锅炉主要燃烧木屑颗粒机压制的生物质颗粒燃料。
2、问题分析
近年来，随着燃煤市场的变化，运行煤种与原设计煤种相比有较大的变化，其元素分析见表2。
由表2可知：运行煤种灰分较高、发热值偏低。煤的灰分、水分及发热值直接影响到烟气量及烟气特性，从而导致排烟温度变化。煤的Qar越低，w(Mar)越多，则排烟温度越高。计算表明：排烟温度与4 187w(Mar)/Qnet.ar近似成线性关系，当4187w(Mar)/Qnet.ar增加0.1，排烟温度会升高0.6 K；w(Aar)增加会导致尾部受热面积灰污染加重，传热系数降低，烟气放热量减少，从而使排烟温度升高。
由于制粉系统密封不佳、炉底水封失效、本体门孔漏风等因素造成系统漏风量增大，空气预热器前的烟道漏风将使烟温下降，传热温差降低，使受热面吸热量下降，最终导致排烟温度进一步升高。综合近年锅炉运行情况来看，其排烟温度比设计值偏高，锅炉平均负荷升高后排烟温度偏高现象更加明显，最高超过设计值达18 K，锅炉热效率较设计偏低约2%。
另外，该电厂为工业区提供生产及供暖蒸汽，随着园区生产用蒸汽量的增加及冬季供暖负荷的增加，锅炉经常处在满负荷、甚至超负荷状态。锅炉超发导致排烟温度升高、汽水管道阻力升高、汽轮机汽耗率升高，最终导致供热能耗升高；而且锅炉长期处于超发状态也不利于其长周期安全稳定、经济运行。
鉴于上述情况，需要对锅炉制粉系统及炉底水封进行消缺检修，同时对锅炉本体进行改造。
3、改造方案
根据锅炉节能降耗及供热增容的需要，结合热电厂运行方式，采用将原抽汽回热蒸汽用于供热增容，给水温度降低则用增加省煤器传热温差弥补。通过锅炉尾部受热面局部改造大幅提高省煤器吸热量，排烟温度因而也大幅下降。
3.1锅炉给水管道改造
通过对热电厂热力系统的分析发现：该电厂为母管制供水系统，2号高压加热器（简称高加）的加热蒸汽源为供热蒸汽，减少2号高加加热蒸汽的用量即可达到供热增容的目的。图1为给水管道改造图，对2号锅炉给水管道按图1进行了旁路改造，关闭图1中阀门1、打开阀组2，使2号锅炉给水温度降至126℃，同时也减少2号高加的入口水量。为保证2号高加出口水温160℃，配合图1中新增阀门的调整，可减少2号高加从供热管道来的加热蒸汽量，以此增加了对外的供热量。改造不会对汽轮机产生影响，也不会影响未改造锅炉的给水温度，对电厂的循环效率不会产生影响。
3.2省煤器改造
2号锅炉给水系统经过3.1节改造后，给水温度由160℃降低到126℃，降幅达34 K，会造成锅炉蒸发量下降，过热蒸汽超温。因为锅炉给水温度下降后，如果要维持锅炉额定负荷，所需要的蒸发吸热量加大，则要多烧煤，增加水冷壁的辐射吸热，与此同时过热器对流吸热量也增加，但对流传热的增长率要比水冷壁的辐射传热增长率高，最终导致过热汽超温。为满足给水温度降低后锅炉安全、经济运行的要求：一方面在不对炉膛水冷壁进行改动的前提下，需要增加尾部省煤器的传热面积；另一方面由于燃煤量加大，烟气量加大，在增加受热面的同时必须进行防磨结构优化设计。因此新省煤器采用螺旋肋片管，在增加受热面积的同时能有效地减少磨损。利用原布置省煤器空间，将原直径32 mm、壁厚4 mm光管更换为直径38 mm、壁厚4.5 mm的螺旋肋片管，肋片高度17 mm、肋片间距12.5 mm、肋片厚度1 mm，肋片能增加烟气侧管子的传热面积。改造后高温省煤器受热面积由原来的257m2增加至596 m2．低温省煤器受热面积由原来的308 mz增加至1 186m2．同时螺旋肋片对烟气有“整流”和“导流”作用，使得烟气速度趋于均匀，烟气流对管子圆周面的冲刷比光管均匀，对降低管壁的磨损非常有利。烟气流经螺旋肋片时受黏性力作用，在肋片表面形成稳定的附面层，还能降低灰粒对管壁金属的冲击能力。在没有肋片的弯头部分及受热面管夹处加装专门设计的防磨护套，将其完全保护，避免局部磨损，见图2。该结构已广泛运用于省煤器的改造，防磨效果显著。
3.3增设可控壁温式换热器
锅炉尾部受热面采用双级布置，沿烟气流程自上而下分别是高温省煤器、高温空气预热器、低温省煤器和低温空气预热器。由于空气预热器不久前刚更换过，这次不对其进行改造。经过上述改造，高温空气预热器和低温空气预热器的入口烟气温度降低，造成高温空气预热器出口热风温度（经计算约270℃）偏低，将会影响燃烧的稳定性。为稳定燃烧必须提高热风温度，在尾部增设可控壁温式换热器，见图3。通过烟气侧换热器吸收低温烟气余热，被加热的工质在空气侧换热器对冷空气放热，提高了空气预热器人口风温，在提高热风温度的同时减轻了低温腐蚀。
可控壁温式换热器利用热管原理，以“壁面温度”作为换热器最基本的设计参数，按不发生腐蚀原则设计，使壁面温度高于烟气酸露点温度并维持足够小的温差，实现最大幅度节能目的。按文献中烟气酸露点计算公式得出运行煤种酸露点温度为90℃，确定了金属最低壁温为100℃。换热器的系统布置和运行方式使换热器相变工作段的壁面温度处于整体均匀、可调可控状态，通过图3中热水旁路阀和循环泵精确控制烟气侧换热器入口工质温度，使排烟温度和壁面温度保持相对稳定，并能适应锅炉的运行煤种以及负荷的变化。
3.4性能计算及分析
根据运行煤种和原受热面结构，以给水温度160℃，按文献进行了热力校核计算，使热力计算程序能符合现在锅炉的运行工况。在此基础上，以给水温度为126℃进行了锅炉尾部受热面改造的设计计算。最后按改造后的尾部受热面结构，以给水温度恢复为160℃进行校核。计算结果见表3。
由表3可见：锅炉经过上述改造后在给水温度126℃工况下，锅炉热效率提高了1.7%。在相同供电负荷下，经计算有11.5 GJ/h用于加热给水的热量可用于供热。改造后热风温度为298.5℃，较改造前偏低30 K，主要是没有改造空气预热器，按文献推荐此热风温度满足现运行煤种燃烧要求。在供热负荷不高的情况下可恢复回热加热系统，将锅炉给水温度恢复到160℃，这时热风温度升高到312.4℃，省煤器出口水温升高到262.2。C，锅炉效率提高1%。
4、改造效果及经济效益
以额定蒸发量为对照基准，改造前、后主要参数对照见表4。
由表3及表4可见：运行数据（表4）与理论计算结果（表3）基本吻合，改造达到预期效果。2号锅炉经过改造，在给水温度123.6℃时锅炉效率提高了1. 9%，按照设计燃煤量12. 47 t/h、年运行小时数5 000 h计算，可节约标煤783 t/a。在额定负荷下，由于给水温度降低，锅炉每小时燃煤量增加0.6 t，增加标煤消耗3 000 tla。在燃煤量增加及新增受热面导致烟、风侧阻力增加，送风机、吸风机耗电量及换热器循环泵耗电量增加的情况下，据运行数据统计每小时增加功耗26.5 kW，按热电厂发电标煤耗343.6 g/(kW-h)计算，增加标煤消耗45.5 t/a；标煤价格按800元／t计算，燃煤费用增加175万元la。回热系统抽汽全部用于对外供热，供热增容11.5 GJ/h，供热价格按60元/GJ计，供热收入增加345万元／a。这两项相减，直接经济效益达170万元／a。这次改造总计费用340万元，两年可回收投资成本。
5、结语
由上述分析可知：
(1)通过原回热抽汽直接供热，虽然降低了回热系统的加热蒸汽量，降低了给水温度，但是运用此处抽汽直接供热增加了机组的最大供热量，也不影响汽轮机发电汽耗率，提高了机组热电比，提高了机组的经济性。
(2)通过尾部省煤器增容改造和增加可控壁温式换热器，既加强了传热，大幅度降低排烟温度，又稳定了锅炉蒸发量及热风温度，大幅提高了锅炉热效率。
(3)热风温度较改造前偏低，但基本满足锅炉安全、经济运行要求。今后可利用更换空气预热器机会进行局部受热面改造，提高热风温度，优化燃烧，进一步提高锅炉效率。
(4)改造后锅炉具备了长周期安全稳定、经济运行的条件，并增加供热的能力。在热负荷小的工况下可恢复使用回热抽汽加热锅炉给水，锅炉增加受热面后仍满足安全运行要求，而且锅炉效率比改造前提高约1%。
