0、引 言
HG - 220/11. 66 - Yl型鍋爐是國內首臺自行設計和制造的超高壓D型鍋爐，投運初期曾出現低溫過熱器超溫的現象。經試驗查找出了超溫原因，并采取了有效改進措施，改進后重新啟動運行正常，各項技術經濟指標全部達到技術要求。
1、鍋爐規范及鍋爐主要設計數據
1.1鍋爐規范
過熱蒸汽流量： 220 t/h
過熱蒸汽出口壓力（表壓）： 11. 66 MPa
過熱器蒸汽出口溫度： 525℃
給水溫度： 148℃
回轉式空氣預熱器入口溫度：23℃’
1.2鍋爐主要設計數據
爐膛出口過剩空氣系數a″1： I.I
參數M: 0.432
爐膛沾污系數t： 0.532
噴水量△D: 9.2t/h
熱風溫度： 327℃
排煙溫度： 147℃
鍋爐效率： 92. 83%
2、鍋爐設計的技術特點
本鍋爐系雙鍋筒、超高壓參數、自然循環、微正壓燃油鍋爐。鍋爐整體呈“D”型布置采用自承式支撐結構。鍋爐受壓元件的重量由側水冷壁和對流管束支撐，其重量傳遞到側水下集箱和下鍋筒上。爐膛四周布滿膜式水冷壁，鍋爐前墻布置8只油燃燒器，分兩層布置。爐膛出口沿煙氣流動方向依次布置了高溫對流過熱器、低溫對流過熱器、對流管束，煙氣經對流管束下部引出，經連接煙道進入臥式回轉空氣預熱器。
給水從上鍋筒引入，經對流管束受熱弱區段流人下鍋筒，水由下鍋筒進入水冷壁和對流管束被煙氣加熱成汽水混合物；汽水混合物一上升至上鍋筒，經上鍋筒內的旋風分離器、多孔板；飽和蒸汽從上鍋筒頂部引出，經連接管進入低溫對流過熱器，被減溫后進入高溫對流過熱器，直至蒸汽被加熱到額定溫度。鍋筒和過熱蒸汽出口管道上裝有彈簧式安全閥，主汽管上裝有動力控制閥(PCV)，安全閥的總排放量大于額定蒸發量，富通新能源生產銷售
生物質鍋爐，生物質鍋爐主要燃燒
秸稈顆粒機、
木屑顆粒機壓制的生物質顆粒燃料。
鍋爐配有運行所需的各種儀表和自動控制系統，以確保鍋爐年連續運行小時數大于8 000 h。
3、鍋爐投運初期暴露出的問題及原因分析
該D型鍋爐自投運后，存在著低溫度過熱器出口蒸汽溫度嚴重超溫的問題，嚴重限制了鍋爐出力的提高，只能在66%，以T運行。在50%~66%額定負荷條件下，低溫過熱器出口蒸汽溫度超溫近50~60℃。
為查找低溫過熱器出口蒸汽嚴重超溫的原因，對鍋爐的運行參數進行了測試，并對運行測試數據進行了校核計算。
從計算結果看，若計算參數均選用設計取用值、其余參數選用運行測量值進行工況計算，則爐膛出口煙溫為1 072℃，比實測修正值1 157℃低85℃；低溫過熱器出
口蒸汽溫度為384℃左右，比運行測量值440℃低56℃。可見，原設計計算的參數取用值與實測值有明顯偏差。為找尋偏差原因所在，在保證低溫過熱器出口蒸汽溫度，為440℃左右時進行了諸工況的計算。結果表明，若對流受熱面的沾污系數按設計值0. 005或0.003來取用，則爐膛出口煙溫需達到1400℃以上時才能滿足低溫過熱器出口蒸汽溫度達到440℃以上的工況。這一爐膛出口煙溫與實測修正值1 157℃相差250℃左右。顯然，抽氣式熱電偶不可能有如此高的測量誤差，且爐膛出口煙溫達到1 400℃時的M值達到0. 232，火焰中心將升高6.35 m，到爐膛出口的高度僅有0.385 m(設計值為6.74m)，顯然也是不可能的；或者沾污系數為0.172時，爐膛出口煙溫才可能達到l 400℃以上，這種沾污程度也是不可能出現的。改變各級對流受熱面的沾污系數時，保證t1。為440℃以上，爐膛出口煙溫有所下降。當高過￡=0. 004、低過￡=0. 001時，爐膛出口煙溫為1 347℃，仍大大高于實測修正值；當高過￡=0. 009、低過e=0.001時，爐膛出口煙溫為1269℃，比實測修正值還高出110℃，此時M=0.31。在此工況下，火焰中心離爐膛出口窗中心僅有2.9 m，比設計值提高3. 84 m。從對爐內燃燒狀況的實際觀察，這一“計算火焰中心位置”也是不符合實際的。由此可見，低溫過熱器出口蒸汽超溫的問題不僅僅是因為爐膛出口煙溫偏高所致，與爐膛和對流受熱面各計算參數選值不合理也有很大的關系。
從實際結果推算值及模擬計算結果可以看出，各級對流受熱面的傳熱系數和對數平均溫壓與按原設計計算方法算得的相應值比較，均存在較大偏差，從而造成了低溫過熱器出口蒸汽超溫
的問題。
3.1低溫過熱器橫向沖刷段
低溫過熱器橫向沖刷段吸熱量的實際值比工況設計理論計算值高34.5%一37, 3%．實際吸熱量增加幅度較大。其原因是由于傳熱系數K實際值比工況設計理論計算值高出25.6%一28.3%．對數平均溫壓DT實際值比工況設計理論計算值增大4%~8.4%所造成的。傳熱系數K產生偏差是由多種因素造成的綜合結果，低溫過熱器橫向沖刷段所處的區域，其水平煙道入口截面為4 445×7 620mm2，低溫過熱器出口距對流管束前隔墻管的距離僅為700 ml/l左右，具有一定動量的煙氣流流過低溫過熱器橫向沖刷段后，大部分煙氣流在轉向室處形成煙氣渦流，使煙氣反折回來重復沖刷低溫過熱器橫向沖刷段，大大提高了橫向沖刷段的煙氣側對流放熱系數；同時由于自生吹灰作用的加強，使受熱面管壁得到更好地吹掃而更為清潔，從而使占較通常經驗值更低（低0．004)。可見低溫過熱器橫向沖刷段的傳熱系數K的計算偏差是由煙氣側對流放熱系數和占二者綜合計算偏差產生的。
3.2低溫過熱器縱向沖刷段
低溫過熱器縱向沖刷段吸熱量的實際值比工況的設計理論計算值高出22%一24.5%。其原因與橫向沖刷段的隋況相類似，傳熱系數K實際值比工況設計理論計算值高18.3%~21.7%。造成這一結果的原因是由于高速煙氣流的強烈沖刷作用，大大降低了受熱面的沾污程度，提高了該受熱面的傳熱系數。
4、改進措施及建議
4.1改進措施
根據運行測試結果和模擬計算分析，認為是低溫熱器受熱面面積偏大，故提出了割掉低溫過熱器1/3（24片）受熱面的解決措施。
改造后的運行情況表明，該爐的技改造是成功的。雖然由于用戶方面生產條件的限制，試驗階段鍋爐未能達到額定負荷(220 t/h)，最高負荷達到90%額定出力(197t/h)，但從90%額定負荷工況各參數來看，并按已定的模擬計算參數對滿負荷工況下的鍋爐運行性能進行預測，該D型爐的出力完全可以達到額定負荷，且可保證良好的運行工況。
4.2幾點建議
1)根據HG - 220/11. 66. Yl型鍋爐改造前后的運行實測數據和模擬計算分析，對該種D型鍋爐的M值和爐膛或對流受熱面的沾污系數對應于現行標準應作相應修正。
2)對前墻雙排或多排布置燃燒器D型燃油鍋爐設計參數選用原則如下：
a．火焰中心位置的確定。在50%一70%額定負荷工況下，火焰中心位置應選在上排燃燒器中心線以上1500mm處；在75%～100%額定負荷工況下，火焰中心位置應選在上排燃燒器中心線以上1 000 mm處。M值的計算公式仍采用M=0. 52—0.3 hr/Hr。
b．水冷壁沾污系數函取值0.58，爐膛內覆蓋有耐火涂層的水冷壁及爐底沾污系數取值為0.1。
c．費斯頓管及高溫過熱器的管壁沾污系數取0. 006。
d．當低溫過熱器橫向沖屆0管段出口與其后面的對流管束間距離小于1500 mm時，在煙氣橫掠速度高于8 m/s時，其管壁沾污系數按0.001取用。
e．當煙氣縱向沖刷對流受熱面的速度高于30 m/s時，對流受熱面的管壁沾污系數取0.001。
5 結 論
在試驗研究基礎上，找到了鍋爐超溫的原因，并采取了有效的改進措施。經過改進后，重新啟動鍋爐運行正常，各項技術經濟指標全部達到技術要求。
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