补充
2004年5月4日，摘自焦树建《燃气－蒸汽联合循环》 节点温差的选择关系到余热功率的效率和投资费用，要加以权衡。
减小节点温差，锅炉效率提高，可以更多的回收热量。但是，投资费用增加，并且锅炉换热面积的增加还会使燃气轮机排气阻力增加，减少燃气轮机的功率，这就会导致联合循环效率有下降的趋势。因此，必须从整个联合循环的效率和经济性两方面加以全面考虑。
当进入余热锅炉的燃气温度随燃气轮机负荷的减少而降低时，接近点温差将随之减少。如果在设计时接近点温差取得过小或未加考虑，则在部分负荷工况下，省煤器内就会发生部分水的汽化，这将导致省煤器管壁过热和故障。另外，接近点温差的选择也关系到省煤器和蒸发器换热面积的设计。这样，必然存在合理的选择接近点温差的问题。 图12.4和12.5给出了当接近点温差选定后，随着节点温差的变化，余热锅炉相对总换热面积
、相对排气温度、相对蒸汽产量、相对总投资和相对单位热回收费用的变化规律。这些相对值都是以节点温差选为10℃时的数值作为比较标准。
图12.6给出了余热锅炉的相对总换热面积随接近点温差的变化关系。
图12.7给出了“单压的汽水发生系统”的余热锅炉的当量热效率与节点温差以及相对总换热面积之间的变化关系。
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图12.4 的关系 图12.5 相对总投资费用和相对单位
热回收费用随节点温差的变化关系
不言而喻，倘若有意识地增大余热锅炉内燃气侧的流动速度，必然可以因换热效应的强化而使总换热面积有所减小，但是，这个措施却会导致燃气侧流阻损失的增大。图12.8中给出了相对燃气流阻与相对总换热面积之间的变化关系。
通过对上述图12.4至图12.8的分析，我们可以得到以下一些有益的结论：
（1）由图12.4可知：当节点温差减小时，余热锅炉的排气温度会下降，燃气的放热量将加大，蒸汽产量会增加，而总的换热面积要增大。计算表明：传热系数基本上是不变的，但省煤器与蒸发器的对数平均温差将大幅度地减小，致使余热锅炉的总换热面积会增大。余热锅炉排气温度的下降以及蒸汽产量之增加正意味着余热锅炉热效率的提高，而换热面积之增大则意味着余热锅炉投资费用的增大。由此可见，效率的增大是以加大换热面积为代价的，这一点在图12.7中表示的更为明显。
（2）由图12.5可知：当节点温差减小时，余热锅炉的总投资费用和单位热回收费用都会增大。为了减少投资费用，节点温差应取得大些；为了提高余热锅炉的热效率，节点温差应取得小些。从图12.5所示曲线的斜率上可以看出：当节点温差取得比设计值（∆tx＝10℃）小时，由于余热锅炉换热面积的增加幅度较大，锅炉的投资费用就会增大很多。但当∆tx取得比设 图12.6对的影响关系
计点值大时，总投资费用和单位热回收费用的减小程度却要缓和一些。因而，在设计余热锅炉时，通常取节点温差为8－20℃。
（3）由图12.6可以看出：接近点温差增大时，余热锅炉的总换热面积会增加。这是由于省煤器的对数平均温差虽然有所增大，致使其换热面积有所减小，但蒸发器的对数平均温差却会减小很多，致使蒸发器的换热面积会增加甚多的缘故。当然，那时过热器的换热面积是保持不变的，其结果是余热锅炉的总换热面积要增大。由此可见，当∆tx选定后，减小接近点温差有利于减小余热锅炉的总换热面积和投资费用，但是，为了防止低负荷工况下或起动期间省煤器内可能发生汽化现象，有必要在设计时使接近点温差取得大些。由图12.6所示曲线的斜率变化趋势中可以看到：接近点温差取在5－20℃范围内是合适的。 图12.7 单压余热锅炉当量效率与
（4）图12.8显示了燃气侧阻力对于余热锅 和 的关系
炉总换热面积的影响关系。显然，加大燃气的流速（当然流阻损失会随之加大）可以使余热锅炉的总换热面积减小，但燃气轮机的功率就会降低。计算表明：1kPa的压降会使燃气轮机的功率和效率降低0.8％，因此，这个问题要综合地加以考虑。
由此可见，在设计余热锅炉时，应该按照使联合循环的效率或投资费用最优化的设计原则，来考虑节点温差、接近点温差以及流阻损失对换热面积的影响关系。
实践表明：当节点温差减小时，蒸发器面积 图12.8 ∆p对 的影响关系
将按指数曲线关系增大，而蒸汽的产量只按线性
关系增加，因而，选择节点温差是决定换热面积的关键因素。这一点也可以从图12.4中得到印证。同样，选择接近点温差也是决定换热面积的关键。
余热锅炉的总投资费用主要取决于换热面积的大小。通常，换热面积占余热锅炉总投资费用的40％－50％，而其余的50％－60％的投资费用则与换热面积无关。
2．余热锅炉设计参数的选择
显然，余热锅炉蒸汽侧的参数是直接与蒸汽轮机的参数匹配的。在第11章的第2节中，我们已经给出了Siernens公司和GE公司建议的蒸汽轮机中选用的蒸汽参数，可以作为余热锅炉的依据。所不同的是由于压降和散热损失的存在，余热锅炉侧的蒸汽压力和温度应该稍微增高一些而已。
通常，余热锅炉出口的主蒸汽压力大约要比蒸汽轮机入口处的蒸汽压力高3％左右，主蒸汽温度大约要高3－4℃。 再热蒸汽的压力则要比从蒸汽轮机的再热蒸汽抽出口的压力低12％－14％左右。再热蒸汽从余热锅炉出口到蒸汽轮机的入口之间，其温度大约也要下降2－3℃左右，其压力降大约为2.5％－3％。当然，余热锅炉出口的主蒸汽温度与燃气轮机的排气温度密切相关。通常， 贴易图12.9 燃料的硫含量w输电线路监测s、SO2向SO3的
主蒸汽温度要比燃气轮机排气温度低25－40℃。 转化率X和过量空气系数
中压蒸汽的温度和低压蒸汽的温度则比它们各 对燃气酸露点的影响
自所在余热锅炉上游方向的燃气温度低11℃左右。
余热锅炉出口的排气温度则与所选用的蒸汽循环型式、节点温差以及燃料中的硫含量有密
切关系。当节点温差选得较小时，余热锅炉出口的排气温度就能降低。当采用双压或三压式蒸汽循环时，排气温度值可以比单压式蒸汽循环降低很多。但是，为了防止余热锅炉排气侧的管簇发生低温硫化腐蚀现象，一般规定：排气温度值应比酸露点高10℃左右。当燃烧无硫燃料时，则以不在尾部管簇上凝结水滴为原则，即排气温度值应比水的露点温度高10℃左右。目前，在联合循环中余热锅炉的排气温度一般控制在110－130℃左右。当余热锅炉预热供热系统的热水时，排气温度则可以降低到52℃左右。
图12.10 材料的腐蚀损失与排气温度、硫酸浓度的变化关系
由于在余热锅炉中燃气侧的换热系数要比给水侧差很多，因而可以认为；管簇的壁温大体上与水或蒸汽的温度相等。因此，给水在余热锅炉各换热段内的温度都不应低于相邻燃气
的酸露点温度。
研究表明：燃气的酸露点与以下几个因素有关，即：与燃烧的过量空气系数（即余热系数）α导卫；SO2 向SO3的转化率X以及燃料中所含的硫分有关。图12.9中给出了它们之间的影响关系。
SO2向SO3的转化率取决于燃气轮机的类型，一般，X在1％－8％之间变化。由图12.9可知：α值越大，S含量越少（这两点意味着：燃气中SO2的体积分数比较小），SO2向SO3的转化率X越小，那么，燃气的酸露点温度就越低，余热锅炉的排气温度就可以取得比较小，这将有利于提高余热锅炉的当量效率。
应该指出，也有人认为：在余热锅炉中管簇的表面温度即使比燃气的酸露点稍微低一些也是无妨的，因为在这种情况下酸的腐蚀率并不很高，如图12.10所示。图中tdsi为燃气的酸露点温度。
由图12.10可知：酸腐蚀损失最大的温度范围为l00－130℃。鉴于在余热锅炉中管簇的表面温度要比水的温度高出几度，所以，用含硫燃料时，给水温度可以比燃气的酸露点温度之理论值低5－10℃。
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3．余热锅炉的变工况特性
在联合循环中汽轮机是滑压运行的。随着机组负荷的降低，汽轮机进汽压力、温度和流量都会相应减小。一般来说，主蒸汽压力首先线性的下降，在达到某一合适的最低压力时，它将维持恒定压力运行。如图12.11所示。相应的蒸汽流量变化关系如图12.12所示。
图12.11 滑压运行时蒸汽压力的变化关系 图12.12 滑压运行时蒸汽流量的变化关系
显然，余热锅炉的产汽量将随燃气轮机排气流量和排气温度的升高而增加，这是由于排气中可以回收的热能随之增大的缘故。此外，随着饱和蒸汽压力的降低，蒸汽流量也会略有增大的趋势，这是因为相应的饱和蒸汽温度会有所降低，而传热温差有所增大的结果。
至于余热锅炉出口的过热蒸汽温度则主要随燃气轮机排气温度而变，它受燃气流量和饱和蒸汽压力的影响却较小。图12.13中给出了余热锅炉中当蒸汽压力恒定不变时，过热蒸汽温度的变工况特性。由图可知：过热蒸汽的温度将随燃气轮机排气流量的减小和排气温度的增高而上升。
图12.14给出了余热锅炉中蒸汽压力恒定不变时，接近点温差∆tx 的变工况特性。由图可知：燃气轮机排气流量的变化对接近点温差的影响不大，但∆tx值却随燃气轮机排气温度的下降而明显地减小，这正是与单轴燃气轮机匹配的余热锅炉，在大气温度较低时以及在起动和低负荷工况下，省煤器容易发生汽化的原因。
图12.13 余热锅炉中当蒸汽压力恒定时， 图12.14 余热锅炉中接近点温差的变工况特性
过热蒸汽温度的变工况特性
下标0为设计值
此外，还必须注意余热锅炉的起动特性对其设计与运行经济性和安全性的影响。图12.15给出了某台余热锅炉在起动过程中，蒸汽产量和蒸汽温度随时间而变化的动态特性。由于起动过程中这些热力参数的急剧变化，就会使余热锅炉的部件承受很大的热应力。倘若不能合理地控制起动过程及其参数的变化程度，则会使余热锅炉发生低周波的疲劳破坏。
联合循环装置中三大部件的典型冷态起动时间为：燃气轮机燃气轮机：10－20分钟；余热锅炉：30－90分钟；蒸汽轮机：90－120分钟。虽然蒸汽轮机的起动时间最长，但其暖机所需要的蒸汽参数比较低，可以在燃气轮机起动前利用其他蒸汽源提前暖机，因而为了缩短整个联合循环系统的起动时间，关 图12.15 起动过程中余热锅炉蒸汽流量
键在于余热锅炉的起动特性及其时间。 和蒸汽温度T w9随设计的变化关系
余热锅炉实例：
（1）燃烧天然气的三压式再热循环的余热锅炉之汽水系统
该余热锅炉的汽水系统如图12.23所示。它是由一级低压省煤器、一级低压蒸发器、一级低压过热器；一级中压省煤器、一级中压蒸发器、二级中压再热器以及三级高压省煤器、一级高压蒸发器和二级高压过热器组成的。从低压汽水系统中产生压力为0.308MPa、温度为228℃的过热蒸汽，流量6.035kg/s，供到蒸汽透平低压缸的中段中去作功。从中压汽水系统产生的蒸汽与从汽轮机高压缸排出的蒸汽相混后，经二级中压再热器的再热，生成压力为2.517MPa、温度540℃的再热蒸汽50.022kg/s，供到蒸汽透平的低压缸中去作功。从高压汽水系统中产生的压力为13.107MPa、温度为542℃的主蒸汽50.652kg/s，则被供到蒸汽透平的高压缸中去作功。由燃气轮机排入余热锅炉的燃气温度为583.3℃，流量为434.83kg/s。余热锅炉内部燃气流道的温度以及汽水温度沿流程的分布关系，如图12.24所示。由图可知，低压省煤器进口的水温为31℃，它的来水是凝汽器的凝结水与系统补充水的混合物。中压省煤器和高压省煤器的入口水温为136℃，它们都来自除氧器。低压汽水
系统的节点温差为12.7℃，接近点温差为14.5℃；中压汽水系统的节点温差为9℃，接近点温差为6℃；高压汽水系统的节点温差为10.l℃；接近点温差为5》2℃。该余热锅炉的热效率为86.5％；燃气侧的流阻损失系数为3.29％。
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