0、引 言
HG - 220/11. 66 - Yl型锅炉是国内首台自行设计和制造的超高压D型锅炉，投运初期曾出现低温过热器超温的现象。经试验查找出了超温原因，并采取了有效改进措施，改进后重新启动运行正常，各项技术经济指标全部达到技术要求。
1、锅炉规范及锅炉主要设计数据
1.1锅炉规范
过热蒸汽流量： 220 t/h
过热蒸汽出口压力（表压）： 11. 66 MPa
过热器蒸汽出口温度： 525℃
给水温度： 148℃
回转式空气预热器入口温度：23℃’
1.2锅炉主要设计数据
炉膛出口过剩空气系数a″1： I.I
参数M: 0.432
炉膛沾污系数t： 0.532
喷水量△D: 9.2t/h
热风温度： 327℃
排烟温度： 147℃
锅炉效率： 92. 83%
2、锅炉设计的技术特点
本锅炉系双锅筒、超高压参数、自然循环、微正压燃油锅炉。锅炉整体呈“D”型布置采用自承式支撑结构。锅炉受压元件的重量由侧水冷壁和对流管束支撑，其重量传递到侧水下集箱和下锅筒上。炉膛四周布满膜式水冷壁，锅炉前墙布置8只油燃烧器，分两层布置。炉膛出口沿烟气流动方向依次布置了高温对流过热器、低温对流过热器、对流管束，烟气经对流管束下部引出，经连接烟道进入卧式回转空气预热器。
给水从上锅筒引入，经对流管束受热弱区段流人下锅筒，水由下锅筒进入水冷壁和对流管束被烟气加热成汽水混合物；汽水混合物一上升至上锅筒，经上锅筒内的旋风分离器、多孔板；饱和蒸汽从上锅筒顶部引出，经连接管进入低温对流过热器，被减温后进入高温对流过热器，直至蒸汽被加热到额定温度。锅筒和过热蒸汽出口管道上装有弹簧式安全阀，主汽管上装有动力控制阀(PCV)，安全阀的总排放量大于额定蒸发量，富通新能源生产销售
生物质锅炉，生物质锅炉主要燃烧
秸秆颗粒机、
木屑颗粒机压制的生物质颗粒燃料。
锅炉配有运行所需的各种仪表和自动控制系统，以确保锅炉年连续运行小时数大于8 000 h。
3、锅炉投运初期暴露出的问题及原因分析
该D型锅炉自投运后，存在着低温度过热器出口蒸汽温度严重超温的问题，严重限制了锅炉出力的提高，只能在66%，以T运行。在50%~66%额定负荷条件下，低温过热器出口蒸汽温度超温近50~60℃。
为查找低温过热器出口蒸汽严重超温的原因，对锅炉的运行参数进行了测试，并对运行测试数据进行了校核计算。
从计算结果看，若计算参数均选用设计取用值、其余参数选用运行测量值进行工况计算，则炉膛出口烟温为1 072℃，比实测修正值1 157℃低85℃；低温过热器出
口蒸汽温度为384℃左右，比运行测量值440℃低56℃。可见，原设计计算的参数取用值与实测值有明显偏差。为找寻偏差原因所在，在保证低温过热器出口蒸汽温度，为440℃左右时进行了诸工况的计算。结果表明，若对流受热面的沾污系数按设计值0. 005或0.003来取用，则炉膛出口烟温需达到1400℃以上时才能满足低温过热器出口蒸汽温度达到440℃以上的工况。这一炉膛出口烟温与实测修正值1 157℃相差250℃左右。显然，抽气式热电偶不可能有如此高的测量误差，且炉膛出口烟温达到1 400℃时的M值达到0. 232，火焰中心将升高6.35 m，到炉膛出口的高度仅有0.385 m(设计值为6.74m)，显然也是不可能的；或者沾污系数为0.172时，炉膛出口烟温才可能达到l 400℃以上，这种沾污程度也是不可能出现的。改变各级对流受热面的沾污系数时，保证t1。为440℃以上，炉膛出口烟温有所下降。当高过￡=0. 004、低过￡=0. 001时，炉膛出口烟温为1 347℃，仍大大高于实测修正值；当高过￡=0. 009、低过e=0.001时，炉膛出口烟温为1269℃，比实测修正值还高出110℃，此时M=0.31。在此工况下，火焰中心离炉膛出口窗中心仅有2.9 m，比设计值提高3. 84 m。从对炉内燃烧状况的实际观察，这一“计算火焰中心位置”也是不符合实际的。由此可见，低温过热器出口蒸汽超温的问题不仅仅是因为炉膛出口烟温偏高所致，与炉膛和对流受热面各计算参数选值不合理也有很大的关系。
从实际结果推算值及模拟计算结果可以看出，各级对流受热面的传热系数和对数平均温压与按原设计计算方法算得的相应值比较，均存在较大偏差，从而造成了低温过热器出口蒸汽超温
的问题。
3.1低温过热器横向冲刷段
低温过热器横向冲刷段吸热量的实际值比工况设计理论计算值高34.5%一37, 3%．实际吸热量增加幅度较大。其原因是由于传热系数K实际值比工况设计理论计算值高出25.6%一28.3%．对数平均温压DT实际值比工况设计理论计算值增大4%~8.4%所造成的。传热系数K产生偏差是由多种因素造成的综合结果，低温过热器横向冲刷段所处的区域，其水平烟道入口截面为4 445×7 620mm2，低温过热器出口距对流管束前隔墙管的距离仅为700 ml/l左右，具有一定动量的烟气流流过低温过热器横向冲刷段后，大部分烟气流在转向室处形成烟气涡流，使烟气反折回来重复冲刷低温过热器横向冲刷段，大大提高了横向冲刷段的烟气侧对流放热系数；同时由于自生吹灰作用的加强，使受热面管壁得到更好地吹扫而更为清洁，从而使占较通常经验值更低（低0．004)�？杉臀鹿绕骱嵯虺逅⒍蔚拇认凳齂的计算偏差是由烟气侧对流放热系数和占二者综合计算偏差产生的。
3.2低温过热器纵向冲刷段
低温过热器纵向冲刷段吸热量的实际值比工况的设计理论计算值高出22%一24.5%。其原因与横向冲刷段的隋况相类似，传热系数K实际值比工况设计理论计算值高18.3%~21.7%。造成这一结果的原因是由于高速烟气流的强烈冲刷作用，大大降低了受热面的沾污程度，提高了该受热面的传热系数。
4、改进措施及建议
4.1改进措施
根据运行测试结果和模拟计算分析，认为是低温热器受热面面积偏大，故提出了割掉低温过热器1/3（24片）受热面的解决措施。
改造后的运行情况表明，该炉的技改造是成功的。虽然由于用户方面生产条件的限制，试验阶段锅炉未能达到额定负荷(220 t/h)，最高负荷达到90%额定出力(197t/h)，但从90%额定负荷工况各参数来看，并按已定的模拟计算参数对满负荷工况下的锅炉运行性能进行预测，该D型炉的出力完全可以达到额定负荷，且可保证良好的运行工况。
4.2几点建议
1)根据HG - 220/11. 66. Yl型锅炉改造前后的运行实测数据和模拟计算分析，对该种D型锅炉的M值和炉膛或对流受热面的沾污系数对应于现行标准应作相应修正。
2)对前墙双排或多排布置燃烧器D型燃油锅炉设计参数选用原则如下：
a．火焰中心位置的确定。在50%一70%额定负荷工况下，火焰中心位置应选在上排燃烧器中心线以上1500mm处；在75%～100%额定负荷工况下，火焰中心位置应选在上排燃烧器中心线以上1 000 mm处。M值的计算公式仍采用M=0. 52—0.3 hr/Hr。
b．水冷壁沾污系数函取值0.58，炉膛内覆盖有耐火涂层的水冷壁及炉底沾污系数取值为0.1。
c．费斯顿管及高温过热器的管壁沾污系数取0. 006。
d．当低温过热器横向冲届0管段出口与其后面的对流管束间距离小于1500 mm时，在烟气横掠速度高于8 m/s时，其管壁沾污系数按0.001取用。
e．当烟气纵向冲刷对流受热面的速度高于30 m/s时，对流受热面的管壁沾污系数取0.001。
5 结 论
在试验研究基础上，找到了锅炉超温的原因，并采取了有效的改进措施。经过改进后，重新启动锅炉运行正常，各项技术经济指标全部达到技术要求。
相关生物质锅炉颗�；罚�
1、
生物质壁炉
2、
秸秆颗�；�
3、
木屑颗粒机
