超临界锅炉不同负荷下螺旋管圈壁温分布特性

依力哈木·依明; 顾文波; 郑子鹏; 何万尧; 关凯方

doi:10.12404/j.issn.1671-1815.2505485

科学技术与工程 ›› 2026, Vol. 26 ›› Issue (21) :9135-9145 DOI: 10.12404/j.issn.1671-1815.2505485

能源与动力工程

超临界锅炉不同负荷下螺旋管圈壁温分布特性

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Wall Temperature Distribution Characteristics of Spiral Walled Tubes in Supercritical Boiler under Different Load Conditions

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摘要

随着“双碳”目标的推进,中国火电机组面临着越来越严峻的灵活调峰任务,超临界锅炉在低负荷工况下的安全性问题日益突出。针对超临界锅炉在低负荷运行条件下水冷壁的安全性问题,建立了660 MW四角切圆直流燃煤锅炉的计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)燃烧仿真模型,并结合MATLAB开发的热-水动力耦合计算程序,通过迭代求解螺旋水冷壁各回路的质量流速与壁温分布。研究在660、500、330和231 MW 4种负荷下进行。结果表明,螺旋水冷壁壁温呈周期性波动,且波动幅度随负荷降低显著增大;在231 MW负荷下,局部壁温升高至352 ℃,存在传热恶化风险。各回路吸热量与质量流速呈负相关,低负荷下流动分布不均性增强,可能引发水动力不稳定。所建立的耦合模型预测精度高,与实测壁温误差控制在5%以内,可为低负荷运行工况下锅炉安全性评估与运行优化提供理论支持。

Abstract

With the advancement of the “dual carbon” goals, coal-fired power units in China are facing increasingly severe requirements for flexible peak-shaving, and the safety of supercritical boilers under low-load conditions has become a growing concern. To address the safety issues of water-cooled walls during low-load operation, a computational fluid dynamics (CFD) combustion model of a 660 MW tangentially fired once-through pulverized coal boiler was established. This was coupled with a thermo-hydraulic calculation program developed in MATLAB to iteratively solve for the mass flow distribution and wall temperature profiles of spiral water wall circuits. The study was conducted under four typical load conditions: 660, 500, 330, and 231 MW. Results indicate that the wall temperature of spiral water walls exhibits periodic fluctuations, with fluctuation amplitudes significantly increasing as the load decreases. Under the 231 MW condition, the local wall temperature rises to 352 ℃, posing a risk of heat transfer deterioration. A negative correlation between heat absorption and mass flow rate is observed, with increasing flow maldistribution at lower loads potentially causing hydrodynamic instability. The developed coupling model demonstrates high predictive accuracy, with wall temperature deviations within 5% of measured data, and can provide theoretical support for safety assessment and operation optimization under low-load conditions.

Graphical abstract

关键词

超临界锅炉 / 螺旋水冷壁 / 低负荷运行 / 水动力特性 / 壁温分布

Key words

supercritical boiler / spiral water-wall / low-load operation / hydrodynamic characteristics / wall temperature distribution

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依力哈木·依明, 顾文波, 郑子鹏, 何万尧, 关凯方. 超临界锅炉不同负荷下螺旋管圈壁温分布特性[J]. 科学技术与工程, 2026, 26(21): 9135-9145 DOI:10.12404/j.issn.1671-1815.2505485

YILIHAMU Yi-ming, GU Wen-bo, ZHENG Zi-peng, HE Wan-yao, GUAN Kai-fang. Wall Temperature Distribution Characteristics of Spiral Walled Tubes in Supercritical Boiler under Different Load Conditions[J]. Science Technology and Engineering, 2026, 26(21): 9135-9145 DOI:10.12404/j.issn.1671-1815.2505485

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随着中国“双碳”计划的提出,可再生能源装机容量大幅增加,导致电力系统中波动性和间歇性电源比例不断上升^[1]。电力系统面临更高的灵活性调节需求,燃煤电厂逐渐承担起调峰任务^[2-3]。在频繁低负荷运行工况下,锅炉内的工质仍需经由水冷壁加热至过热蒸汽,尤其对于亚临界压力下的运行状态,易出现膜态沸腾与干涸等现象,导致传热恶化^[4-5]。进而引发管壁出现超温、高温腐蚀以及爆管等问题,会严重影响锅炉设备在不同负荷下的运行安全和使用寿命^[6-8]。因此,深入研究不同负荷下螺旋管圈水冷壁温度特性分布规律,对于保障锅炉水动力安全性和提高调峰运行的稳定性和经济性具有重要意义。锅炉中广泛应用的螺旋水冷壁,相较于传统垂直布置,具有更优的流动均匀性,常用于主燃区。在低负荷运行时,燃烧不稳定导致热负荷分布更加复杂,使得局部壁温易出现异常。传统零维热力计算模型已难以准确反映燃尽风分级、喷嘴摆角、空气配风等运行参数变化所引起的热通量非均匀性。为此,获取更加精确的壁面热通量分布成为揭示传热恶化机理的关键步骤。近年来,计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)方法被广泛应用于锅炉燃烧过程与热传递模拟^[9-10]。Gu等^[11]研究了一台660 MW切圆式燃烧锅炉在不同负载和燃烧器配置下的燃烧特性与污染物排放,通过数值模拟和网络层次分析法,揭示了不同工况对炉内温度分布规律和燃烧效率及排放特性的影响。黄思林等^[12]对600 MW超临界四角切圆锅炉进行了数值模拟,研究发现炉膛壁面热负荷分布不均,高热负荷区域与结构几何和切圆气流有关。几位中外学者将壁面热负荷分布与水动力侧进行结合,计算水冷壁壁温。Liu等^[13]对基于燃烧模拟与水动力学耦合计算,研究了1 000 MW双再热塔式锅炉水冷壁出口温度。结果表明,采用模拟获得的热通量分布,其计算结果与实测值更为一致,相较传统标准曲线具有更高的准确性。Tang等^[14]开发了一个适用于660 MW超临界CFB锅炉蒸发系统的热工水力模型,系统分析了在不同负荷下水冷壁与水冷屏内的压降、质量流量分布及金属壁温分布,并验证了其结构设计的可行性。现有研究虽在燃烧仿真、水动力耦合与壁温预测方面取得进展,但对于螺旋水冷壁在低负荷工况下壁温分布规律、局部传热恶化机理与热通量非均匀性的关联尚缺乏系统深入的分析与讨论。基于此,现提出一种螺旋水冷壁温计算方法。通过四切圆燃煤锅炉的CFD模型计算热通量分布。采用MATLAB 程序建立热-水力模型,描述螺旋水冷壁中的受热过程。将4种不同负荷下热量分布计算的管壁温度分布与实际检测值进行对比分析,揭示低负荷工况下传热恶化及高温风险分布规律,旨在为燃煤锅炉低负荷安全稳定运行提供理论依据与工程参考。

1 锅炉模型与数值计算方法

1.1 锅炉结构

研究了一台660 MW超临界直流燃煤锅炉,锅炉采用四角切圆的燃烧方式,锅炉总体示意如图1所示。炉膛高度为78.1 m,炉宽为20.402 m,炉深为20.072 m,锅炉模型与燃烧器分布如图2所示。螺旋水冷壁冷灰斗下集箱引出经过冷灰斗拐点后以18.736°螺旋上升到中间集箱后换成垂直管束,螺旋管直径为38 mm,壁厚为7.3 mm,材料为15CrMoG。主燃烧器布置在水冷壁的四角,每层4只燃烧器对应一台磨煤机。分离燃尽风(separated over-fire air,SOFA)燃烧器布置在主燃烧器区上方的水冷壁的四角,煤粉燃烧器偏转角度分别为43.5°和46.5°,二次风燃烧器与一次风燃烧器夹角为12°,形成风包粉趋势。每个角布置6层一次风喷口,15层二次风喷口。在煤粉燃烧器上方设置了7层SOFA燃烧器,燃尽风偏转角度分别为41.5°和48.5°,以实现分级燃烧。

1.2 模拟模型与工况设置

按照图1进行简化并建立锅炉三维模型,锅炉整体采用结构化六面体网格,分隔屏、后屏、各级过热器等对流受热面均简化为平面。对主燃区进行局部加密处理,如图2所示,应用Fluent软件设置计算模型,对炉膛传热传质过程做稳态计算,研究采用Realizable k-ε湍流模型模拟,煤粉的粒径分布规律符合Rosin-Rammler模型,最小粒径为10 μm,最大粒径为250 μm,平均粒径为64 μm。辐射模型采用P-1辐射模型计算气相辐射。采用拉格朗日随机轨道模型计算煤粉颗粒分布。采用ED模型模拟湍流-化学相互作用,煤热解采用CPD模型,焦炭燃烧采用动力/扩散反应速率模型,压力和速度耦合采用SIMPLE算法。压力离散项采用标准格式,其他控制方程(动量方程、k-ε方程、能量方程以及各组分的控制方程)均采用一阶迎风格式进行离散^[15]。工况设定包括660、500、330、231 MW的负荷下运行情况。详细运行参数如表1所示。

燃煤工业分析和元素分析如表2所示。

CFD仿真运行的正确性和计算效率在很大程度上取决于模型的网格划分方式和网格质量。在ICEM软件中采用结构化六面体网格,对主燃区进行局部加密处理,如图3所示。为了验证网格的合理性,分别选取160万、194万和221万的网格数对案例1进行了数值计算,结果如图4所示。如图4(a)所示,当网格数为160万时,计算结果与其他两个网格数相比存在较明显差异。同时,将160万和221万网格数计算结果与194万网格数的结果进行相对误差对比,如图4(b)所示,其中194万网格的温度分布与221万网格非常接近,相对偏差不超过1%。综合计算精度和计算资源消耗,最终选择194万网格的模型用于后续数值模拟研究。

2 水冷壁壁温计算模型

螺旋管圈水冷壁常用于大容量的锅炉中,传统的水冷壁回路划分分别对四面墙进行分割,而忽略了工质在螺旋水冷壁的连续性,考虑连续性,并将螺旋水冷壁区域展开到一个平面上,按照适当的顺序展开成由前墙、右墙、后墙和左墙组成的平面,建立水动力回路吸热量与工质吸热量的关系。进一步在MATLAB中建立烟气侧和工质侧传热耦合模型,结合传热方程和管壁计算模型,形成水冷壁壁温耦合计算模型。

2.1 水冷壁回路划分

主要集中于炉膛螺旋水冷壁壁温分布特性,因此根据电厂锅炉实际的中间集箱入口管子上的水冷壁壁温测点进行划分。根据电厂的测点分布,锅炉下炉膛螺旋管圈回路划分如图5所示,从前墙开始数字1~80代表回路编号,对应位置下面的括号里面的数字代表管子数量,其中前墙回路划分为1~20,右墙回路划分为21~40,后墙回路为41~60,左墙回路划分为61~80。

2.2 压降计算模型

当锅炉运行时,螺旋管水冷壁工质流动会形成压降,其中忽略加速压降计算,而考虑单个回路的主要压降,即重力压降和摩擦压降,则单个回路的压降由这个回路的重力压降(ΔP_h)和摩擦压降(ΔP_f)累加而成,如式(1)所示。

(1)ΔP(i,M_i)=$\stackrel{{M}_{i}}{\sum _{j=1}}$ΔP_h(i,j,M_i)+$\stackrel{{M}_{i}}{\sum _{j=1}}$ΔP_f(i,j,M_i)

其中单相流体和处于气液两相流的液体计算重力压降(ΔP_h)公式如式(2)所示。

(2)ΔP_h=ρgh

式(2)中:h为第i个回路的第j段的倾斜管流体上升距离,m;ρ为第i回路的第j段的倾斜管流体的密度,kg/m³。

处于气液两相流的流体计算重力压降(ΔP_h)如式(3)所示。

(3)ΔP_h=[xρ_s+(1-x)ρ_l]gh

式(3)中:h为第i个回路的第j段的倾斜管流体上升距离,m;x为第i回路的第j段的倾斜管流体的含气率;ρ_s为第i回路的第j段的倾斜管流体的饱和水密度,kg/m³;ρ_l为第i回路的第j段的倾斜管流体的饱和蒸汽的密度,kg/m³。

光管的流体单向时的摩擦压降公式^[16]为

(4)ΔP_f=f

$\frac{L}{{D}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}\frac{{G}^{2}}{2\rho }$

式(4)中:D_in为管子内径,m;ρ为第i回路的第j段的倾斜管流体的密度,kg/m³;L为第i回路j段长度,m;G为单位面积的质量流量,kg/(m²·s);f为摩擦因数,可按式(5)计算。

(5)f=$\frac{1}{4\mathrm{l}\mathrm{g}\frac{3\mathrm{ }700{D}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}{k}}$

式(5)中:D_in为管子内径,m;k为钢管的平均粗糙度,对于螺旋水冷壁15CrMoG材料合金钢,取为6×10^-5 m ^[5]。

当流体处于气液两相时的摩擦压降公式^[17]为

(6)ΔP_f=ψf

$\frac{L}{{D}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}\frac{{G}^{2}}{2}\left(\frac{1-x}{{\rho }_{\mathrm{l}}}+\frac{x}{{\rho }_{\mathrm{s}}}\right)$

式(6)中:ψ为摩擦阻力修正系数。

当G>1 000 kg/(m²·s)时,有ψ=1+

$\frac{x(1-x)\frac{{\rho }_{\mathrm{l}}}{{\rho }_{\mathrm{s}}}\left(\frac{1\mathrm{ }000}{G}-1\right)}{1+(1-x)\left(\frac{{\rho }_{\mathrm{l}}}{{\rho }_{\mathrm{s}}}-1\right)}$

。

当G=1 000 kg/(m²·s), 有ψ=1。

当G<1 000 kg/(m²·s),有

ψ=1+

$\frac{x(1-x)\frac{{\rho }_{\mathrm{l}}}{{\rho }_{\mathrm{s}}}\left(\frac{1\mathrm{ }000}{G}-1\right)}{1+x\left(\frac{{\rho }_{\mathrm{l}}}{{\rho }_{\mathrm{s}}}-1\right)}$

。

根据螺旋管并联回路压降相等和质量流量守恒原理,有

(7)ΔP=ΔP(i,M_i),i=0,1,2,3,…,80

(8)M=$\stackrel{80}{\sum _{i=1}}$M_i

式中:ΔP为水冷壁的总压降;ΔP(i,M_i)为质量流量为M的回路i的压降,M_i为回路i的质量流速,kg/(m²·s)。

螺旋水冷壁流动分布可以用压降方程和质量流量守恒方程组成的81个非线性方程组进行求解,在660、550、330、231 MW负荷下,工质初始压力分别为32.06、23.2、15.7、11.7 MPa,相应的给水总质量流量分别为534、387、254、203 kg/s,给水温度分别为303、284、260、243 ℃。将对应的初始条件代入程序中进行迭代求解。其中压降计算的工质物性参数和流量有关,因此需采用迭代求解策略,初始设定回路流量分布假设值,基于此计算各管段物性参数,其中使用IAPWS-IF97的计算程序可以获得每个部分的流体物性参数,通过压降平衡方程与质量守恒定律联立求解更新流量分配。当相邻两次迭代计算的流量分布相对偏差满足收敛条件时,判定算法收敛并终止计算。

2.3 换热及壁温计算模型

当工质流体处于亚临界状态时,圆管的单相换热系数为

(9)α=0.023$\frac{\lambda }{{D}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}$Re⁰^.⁸Pr⁰^.⁴

式(9)中:λ为管子的导热系数,W/(m·K);Re为工质的雷诺数;Pr为工质的普朗特数。

处于沸腾传热对流换热公式为

(10)α=0.088 5α₁${\left[{\left(\frac{x}{1-x}\right)}^{0.9}{\left(\frac{{\rho }_{\mathrm{l}}}{{\rho }_{\mathrm{s}}}\right)}^{0.5}{\left(\frac{{u}_{\mathrm{s}}}{{u}_{\mathrm{l}}}\right)}^{0.1}\right]}^{0.151\mathrm{ }6}$×${\left(\frac{G}{2\mathrm{ }000}\right)}^{-0.166\mathrm{ }4}{\left(\frac{P}{{P}_{\mathrm{c}\mathrm{r}}}\right)}^{-5.223\mathrm{ }1}$

式(10)中:α₁为流体为单相时的对流换热系数,W/(m²·K);μ_l为第i回路的第j段的倾斜管流体的饱和水动力黏度,Pa·s;μ_s为第i回路的第j段的倾斜管流体的饱和蒸汽的动力黏度,Pa·s;P为工质的压力,Pa;P_cr为工质临界压力,水为22.115 MPa。

超临界压力下,工质的换热系数^[18]为

(11)α=0.006 8$\frac{{\lambda }_{\mathrm{b}}}{{D}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}R{e}_{\mathrm{b}}^{0.9}P{r}_{\mathrm{b}}^{0.63}{\left(\frac{{\rho }_{\mathrm{w}}}{{\rho }_{\mathrm{b}}}\right)}^{0.17}{\left(\frac{{\lambda }_{\mathrm{w}}}{{\lambda }_{\mathrm{b}}}\right)}^{0.29}$

式(11)中:ρ_w为壁面流体密度,kg/m³;ρ_b为管内主流区域的平均流体密度,kg/m³;λ_w为壁面温度确定的导热系数,W/(m·K);λ_b为流体温度确定的导热系数,W/(m·K)。

各回路划分段内管子内壁和外壁计算公式如式(12)、式(13)所示^[19-20]。

(12)t_n=t_f+q

$\frac{\alpha }{\beta }$

(13)t_w=t_n+q

$\frac{\delta }{{\lambda }_{\mathrm{t}\mathrm{u}\mathrm{b}\mathrm{e}}}\frac{2\beta }{\beta +1}$

式中:t_f为计算区域所对应的流体温度,K;t_n为计算区域对应管子内壁温度,K;t_w为计算区域对应管子外壁温度,K;λ_tube为管壁导热系数,W/(m·K);β为管外径和内径之比;q为壁面热流密度,W/m²。

3 结果与讨论

3.1 模型的验证

有效的燃烧模型计算是壁温预测模型精确性的基础,首先采用数值模拟方法,结合前述建立的物理模型和工况边界条件,对锅炉内的燃烧过程进行了详细计算,并将模拟结果与电厂实际监测数据进行对比,以验证模型的可靠性和准确性。模拟结果与现场测量值的对比结果如表3所示。

从表3可见,由于电厂现场监测系统目前仅能够在水平烟道(即炉膛出口处)获得末级过热器后的O₂含量、NO 含量以及屏式过热器底部的烟气温度,因此选择了这三项典型参数作为对比验证指标。在4种不同负荷(660、500、330和231 MW)下,模型计算得到的炉膛出口平均烟气温度与电厂监测值的中位数非常接近,相对误差分别为 0.11%、4.58%、5.60% 和 4.91%。此外,对O₂摩尔分数以及 NO 含量的模拟值也与实际监测数据保持在较好的一致范围内。虽然部分工况下存在一定的相对误差,尤其是在O₂含量方面,个别工况相对误差超过10%,但总体而言,所有模拟值均处于现场监测值的范围之内,说明所采用的燃烧模型具备较高的精度,为后续的壁温分布分析奠定了坚实的基础。

3.2 不同负荷下出口管壁温度分布特征

为验证模型在螺旋水冷壁壁温计算中的适用性与准确性,选取4种典型工况(对应负荷分别为660、550、330、231 MW),将实际运行中的给水参数进行模型输入,对各负荷条件下的计算结果与实际测点数据进行了对比分析。图6展示了不同负荷下,各水冷壁回路出口管壁温度的模拟值与实测值对比图。

结果表明,各负荷下模型计算结果与实测数据的相对误差均控制在5%以内,验证了模型的可靠性。如图6所示,不同负荷工况下螺旋水冷壁出口壁温的计算值与实测值总体吻合良好,但在低负荷工况(如231 MW)下,差异较为明显。这些差异可能源于模型对两相流动态特性的简化处理,以及实际运行中难以完全模拟的局部热负荷分布不均。进一步分析表明,锅炉负荷与壁温呈正相关关系:在660 MW和500 MW超临界工况下,壁温整体较高且模拟与实测趋势一致;前墙与后墙温度分布均匀,而左、右墙个别回路壁温超过415 ℃。在231 MW亚临界工况下,壁温分布整体趋于均匀,但局部仍存在热负荷集中现象,可能与燃烧稳定性下降或烟气流动偏斜有关。随着负荷的降低,水冷壁回路管壁温度整体下降,但温度分布均匀性减弱。在330 MW与231 MW等低负荷工况下,锅炉运行进入亚临界区域,工质处于水汽两相混合状态,整体壁温下降,但温度分布的均匀性有所降低。部分回路出现明显波动,局部温差甚至超过10 ℃,尤其集中在左墙和右墙区域。这表明低负荷工况在亚临界状态下,由于水汽两相流动、流量分布不均和壁面局部吸热等因素的影响,温度预测精度有所下降。这可能与燃烧侧在低负荷下热负荷分布的不稳定性、水动力侧流量分布不均以及局部换热恶化等因素有关,应在低负荷下特别关注局部高温风险和传热异常行为。

3.3 不同负荷下吸热量与质量流速的关系

在锅炉低负荷调峰运行条件下,螺旋水冷壁的工质状态可能由单相水变成汽水两相混合物,其物性参数和流动特性会发生显著变化,容易引发水动力不稳定、局部传热恶化等问题。因此,研究不同工况下吸热量与质量流速的分布规律,对于评估螺旋水冷壁在不同负荷下吸热与流动之间的耦合特性及其对水动力稳定性的影响具有重要意义,图7对比了4种负荷工况(660、550、330、231 MW)下各回路的总吸热量与质量流速分布情况。

结果表明,回路的吸热量越高,其质量流速会降低。在高负荷660 MW[图7(a)]下,吸热量集中在7 200~7 350 kW,质量流速为3 415~3 515 kg/(m²·s),二者波动较小,水冷壁吸热量与质量流速分布相对均匀。这是由于超临界状态下,管内工质流动性较好,流速分布比较均匀。550 MW工况[图7(b)]中,吸热量范围下降至5 150~5 450 kW,质量流速波动增大至2 575~2 626 kg/(m²·s),局部区域存在流速“谷值”与吸热“峰值”错位现象,初步显示出流动分布不均与吸热扰动之间的耦合关系。在中低负荷330 MW[图7(c)]下,吸热量范围进一步降低至3 400~3 700 kW,质量流速变化范围为1 710~1 745 kg/(m²·s),波动频率明显增高,表明流动稳定性开始受到工质状态转变的影响。而在低负荷231 MW下,吸热量在3 200~3 450 kW分布,质量流速降至1 380~1 410 kg/(m²·s),波动剧烈,出现多个吸热峰值与流速谷值重叠区域。部分回路吸热量较高,但对应质量流速明显偏低。吸热量分布则呈现出高频振荡特征,反映为低负荷条件下水冷壁内两相流波动性增强,系统水动力稳定性下降。部分回路的质量流速显著降低,波动性显著增强。可能导致局部区域工质比焓升高,引发流动不稳定现象甚至出现传热恶化风险。

对于螺旋水冷壁,其管长度远大于炉子高度。相关文献表明,螺旋水冷壁重力压降对总压降影响很小,因此螺旋水冷壁总压降由摩擦压降决定,根据式(4)可知,ΔP∝G²/ρ,当压降处于平衡状态时,若某一回路的吸热量较高,导致其工质过热度上升、平均密度下降、工质温度升高导致平均密度下降、比体积增大,则该回路的质量流量会相应减小。这解释了图7中水冷壁吸热量与流速的负相关现象,在高负荷工况下,高质量流速G抑制了比容变化对压降的敏感性,各回路流速分布相对均匀,低流速下,密度的微小差异会被放大,导致部分回路流速过低,可能触发流动不稳定(如密度波振荡),甚至引发传热恶化问题。尤其在低负荷231 MW时更为显著,吸热量较高的回路的工质比容急剧增加,而系统总压降的约束迫使该回路的流速下降,可能引发流动停滞或局部超温风险,这与图7(d)中231 MW低负荷时出现的局部管壁超温现象对应。

3.4 最高管壁温度回路温度沿程趋势分析

为进一步解释螺旋水冷壁在不同负荷下的壁温分布特性,尤其关于沿程壁温变化规律,选取4种不同负荷下(660、550、330、231 MW)下的最高金属壁温回路为研究对象,通过分析工质温度、内壁壁温和外壁壁温的沿程分布,探讨负荷变化对螺旋水冷壁局部壁温响应及传热恶化风险。图8给出了不同负荷下金属壁温的沿程分布情况。

图8展示了各负荷下壁温回路的沿程温度分布情况,可见,所有负荷工况呈现明显的周期温度波动现象,该波动与螺旋水冷壁沿炉膛螺旋上升的结构特点一致,反映了炉膛宽度方向热负荷分布的不均性。每个负荷向火侧处出现了温度峰值,而温度波动性随着负荷的降低而增大,在660 MW时温差约为20 ℃,在231 MW时温差约为30 ℃。在高负荷工况(660 MW和500 MW)下,工质始终处于超临界状态,工质温度上升速率较快,金属温度和工质温度温差维持在5~25 ℃,传热效率较高。而在低负荷工况(330 MW和231 MW)下,工质温度上升曲线平缓,饱和点推迟到80~90 m处,金属温度和工质温度温差扩大到10~30 ℃,尤其在231 MW工况下,工质处于低质量流速、亚临界状态,传热恶化趋势明显,沿程壁温波动加剧,在约43 m处出现典型传热恶化现象,局部管壁温度陡升,达到352 ℃,存在较高局部过热风险。整体而言,螺旋水冷壁在低负荷条件下的壁温波动性增强,传热性能下降,局部区域存在较高的传热恶化与壁温超温风险。

在不同负荷下,通过观察图8中沿程30 m处,工质温度与内壁温度显著接近,这一现象主要源于该区域接近临界压力,工质的比热容迅速增大,换热能力显著增强,结合炉膛热负荷分布特点,且该区域处于高热流密度区域,导致工质在单位长度内迅速吸热,温差缩小。该现象在高负荷时尤为突出,反映了水冷壁工质在临界区域的强换热行为。这种现象对于分析传热恶化风险及优化水冷壁安全运行策略具有重要工程意义。

综上,在低负荷工况下螺旋水冷壁存在局部壁温偏高与传热恶化风险,主要受热负荷分布不均与水动力失稳的共同影响。为降低低负荷下的壁温偏差,可通过优化SOFA风偏角调节燃烧分布,结合节流圈等水动力调控手段,改善回路流量分配,抑制热偏差与质量流速下降之间的正反馈效应,保障水冷壁在调峰工况下的安全稳定运行。

4 结论

通过耦合燃烧模拟与水动力计算模型,系统地研究了660 MW四角切圆直流锅炉螺旋水冷壁在660、500、330和231 MW 4种负荷下的壁温分布特性和水动力稳定性,主要结论如下。

(1)螺旋水冷壁出口管壁温度随着负荷降低呈下降趋势,但局部壁温波动性增强,特别是在低负荷工况下(231 MW)部分区域出现管壁超温现象。

(2)回路吸热量与质量流速呈现明显的负相关性,尤其在低负荷下,其本质为压降平衡约束下比容-质量流速的强耦合效应:高吸热回路工质比容增大,为维持相同压降(ΔP∝G²/ρ),质量流速降低。低负荷时该效应被放大(如231 MW工况),导致局部质量流速骤降,可能引发密度波动或传热恶化,对锅炉运行安全构成威胁。

(3)不同负荷下壁温回路均表现出明显的周期性波动,主要受炉膛热负荷分布影响。在超临界压力下传热效率较高,而低负荷亚临界状态下则易出现金属壁温快速升高,231 MW工况下局部热偏差问题尤为突出。

(4)高负荷下工质温升速率快,超临界状态传热效率高(金属与工质温差5~25 ℃);低负荷时亚临界两相流区传热恶化,温差扩大至10~30 ℃,且饱和点推迟至流程80~90 m处。在低负荷工况下,应结合燃烧与水动力的协同调控,在燃烧侧优化切圆配风、稳燃措施和火焰中心调整;在水动力侧改进节流圈结构、提升入口焓值和强化流量均布;在运行控制侧设定合理最低稳燃负荷、开展壁温预测和超温预警。措施可显著减缓壁温偏差,提高锅炉在深度调峰中的安全性。

参考文献

原文顺序 | 出版日期 | 本文引用

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