利用蒸汽引射器的熱電聯供系統技術與經濟性

于洪浩， 李 飛， 徐丁華， 蘇湛航， 趙 建

(1.中國市政工程華北設計研究總院有限公司 第一設計研究院， 天津 300381;2.中國市政工程華北設計研究總院有限公司 第六設計研究院， 天津 300381)

1 概述

本文提出利用蒸汽引射器(以下簡稱引射器)對2臺額定發電能力660 MW發電機組(抽汽凝氣式)進行余熱回收供熱改造，通過消耗部分中壓缸抽汽，引射低壓缸排汽，提高低壓缸排汽品位，實現對熱網回水的逐級升溫。

本文中的壓力均為絕對壓力，項目所在地為銀川，大氣壓力取89.61 kPa。中壓缸抽汽、引射器出口混合汽為過熱蒸汽，低壓缸排汽、引射器中間蒸汽為飽和蒸汽，凝汽器出口凝結水、引射器噴水(來自凝汽器)為飽和水。對于過熱蒸汽，根據過熱蒸汽溫度、壓力，采用IAPWS-IF97軟件對其比焓進行計算[1]。對于飽和蒸汽、飽和水，根據溫度確定其比焓[2]。雖然引射器出口混合汽為稍過熱蒸汽，但過熱度非常有限，在確定其比焓時，按飽和蒸汽處理。

2 項目概況

某電廠配置2臺額定發電功率660 MW發電機組，采用超臨界燃煤鍋爐供蒸汽。發電機組額定工況進汽參數為：566 ℃、24.2 MPa、1 918.03 t/h。

供熱系統設計熱負荷(考慮熱網輸配效率)為1 605 MW，設計供、回水溫度為125、25 ℃，供熱介質設計質量流量為13 800 t/h，供暖期采用質調節。供暖室外計算溫度、平均溫度按GB 50736—2012《民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范》附錄A確定，供暖室內設計溫度取18 ℃，供暖期為151 d，室外溫度的延續時間按無因次綜合公式法確定[3]。供暖期室外溫度、延續時間、熱負荷、供水溫度見表1。

表1 供暖期室外溫度、延續時間、熱負荷、供水溫度

續表1

3 熱電聯供系統流程

3.1 運行策略

熱電聯供系統設計工況的工藝流程見圖1。隨著室外溫度升高，供暖熱負荷減小，通過減少中壓缸抽汽量降低熱網加熱器輸出熱功率。當熱網加熱器完全退出后，根據實際供暖熱負荷調整引射器本體的電動控制閥，調整引射器自用中壓缸抽汽、低壓缸排汽、噴水質量流量，從而調整引射器前置凝汽器的輸出熱功率。

供暖期，1、2號前置凝汽器按設計熱負荷運行，保持2號機組中壓缸設計抽汽質量流量不變(350 t/h)，通過調整1號機組中壓缸抽汽量調整熱網加熱器的輸出熱功率。

圖1 熱電聯供系統設計工況的工藝流程

3.2 設計工況下的工藝流程

由1、2號汽輪機中低壓缸連通管分別抽汽，抽汽參數均為0.5 MPa、265 ℃。1號汽輪機中壓缸抽汽量為753 t/h，2號汽輪機中壓缸抽汽量為350 t/h，總抽汽量為1 103 t/h。除324 t/h中壓缸抽汽供引射器使用外，其余779 t/h中壓缸抽汽供熱網加熱器使用。

通過管道將低壓缸排汽從1、2號凝汽器中引出，分別進入1、2號前置凝汽器(分別設置于1、2號凝汽器附近)逐級加熱熱網回水。1號機組低壓缸排汽壓力為7 kPa，排汽量為625 t/h。2號機組低壓缸排汽壓力為31 kPa，排汽量為1 114 t/h。1號機組部分低壓缸排汽(質量流量為170 t/h)進入1號前置凝汽器加熱熱網回水，其余低壓缸排汽(質量流量為455 t/h)由1號凝汽器冷凝。2號機組部分低壓缸排汽(質量流量為894 t/h)進入2號前置凝汽器加熱熱網回水，其余低壓缸排汽(質量流量為220 t/h)進入引射器。

引射器自用中壓缸抽汽經噴水(來自1號凝汽器出口凝結水)降溫后進入引射器，引射2號機組部分低壓缸排汽后，排出壓力為71.3 kPa的混合汽(質量流量為571 t/h)，作為引射器前置凝汽器供汽。

熱網回水分別經1號前置凝汽器、2號前置凝汽器、引射器前置凝汽器、熱網加熱器，溫度由25 ℃升至125 ℃。

3.3 設備選型

① 1、2號前置凝汽器

1、2號前置凝汽器高溫側進口蒸汽溫度取1、2號汽輪機低壓缸排汽壓力對應的飽和溫度，即39.0、69.9 ℃。在設計時，將1號前置凝汽器低溫側出口與高溫側進口傳熱端差取7.4 ℃，即1號前置凝汽器低溫側出口供熱介質溫度為31.6 ℃。將2號前置凝汽器低溫側出口與高溫側進口的傳熱端差取3 ℃，即1號凝汽器低溫側出口供熱介質溫度為66.9 ℃。1、2號前置凝汽器高溫側出口凝結水溫度為飽和溫度39.0、69.9 ℃。

前置凝汽器熱功率Φf的計算式為：

Φf=qm,L(hL-hw)

(1)

式中Φf——前置凝汽器熱功率，kW

qm,L——進入前置凝汽器的低壓缸排汽質量流量，kg/s

hL——低壓缸排汽比焓，kJ/kg

hw——前置凝汽器高溫側出口凝結水比焓，kJ/kg

1、2號機組的低壓缸排汽比焓分別為2 571.8、2 625.9 kJ/kg，1、2號前置凝汽器高溫側出口凝結水比焓分別為163.4、292.4 kJ/kg。將已知參數代入式(1)，可計算得到1、2號前置凝汽器的設計熱功率分別為106.1、579.5 MW。

② 引射器

引射器工作原理見圖2。對于熱電廠，引射器通過少量中壓汽缸抽汽抽引低壓缸排汽，與低壓缸排汽相比，混合后的蒸汽(以下稱為混合汽)品位有所提高。在引射器入口前對中壓缸抽汽(過熱蒸汽)進行噴水(取自1號前置凝汽器高溫側出口凝結水)的作用是為中壓缸抽汽降溫，將中壓缸抽汽處理成稍過熱蒸汽。引射器在工作過程中遵循質量守恒、能量守恒，考慮通過引射器的氣體流速較快，近似將引射器的工作過程視為絕熱。

圖2 引射器工作原理

計算引射器前置凝氣器熱功率的方程組為：

(2)

qm,c=qm,a+qm,b+qm,s

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

qm,a——引射器自用中壓缸抽汽的質量流量，kg/s

qm,s——引射器噴水的質量流量，kg/s

qm,c——引射器混合汽、引射器前置凝汽器出口凝結水的質量流量，kg/s

qm,b——引射器自用低壓缸排汽的質量流量，kg/s

hc——引射器混合汽的比焓，kJ/kg

hb——引射器自用低壓缸排汽比焓，kJ/kg

ha——引射器自用中壓缸抽汽比焓，kJ/kg

hs——引射器噴水的比焓，kJ/kg

μ——引射比

Φ——引射器前置凝氣器的熱功率，kW

引射器前置凝汽器低溫側供熱介質出口溫度設定為90 ℃，引射器前置凝汽器(采用混合式凝汽器，低溫側出口與高溫側進口的傳熱端差可實現0.2～0.5 ℃)低溫側出口與高溫側進口的傳熱端差取0.5 ℃，可確定引射器前置凝汽器高溫側進口蒸汽飽和溫度為90.5 ℃，對應飽和蒸汽壓力(即引射器混合汽pc)為71.3 kPa。

根據以上已知參數，采用式(2)～(7)可計算得到引射器自用中壓缸抽汽質量流量qm,a為324 t/h、引射器自用低壓缸排汽的質量流量qm,b為220 t/h，引射器噴水的質量流量qm,s為27 t/h，引射器混合汽、引射器前置凝汽器出口凝結水的質量流量qm,c為571 t/h。

③ 熱網加熱器

根據熱網加熱器低溫側進出口供熱介質溫度及質量流量，可計算得到熱網加熱器的設計熱功率為562 MW。

4 能耗分析

4.1 供暖期運行參數

供暖期，1、2號前置凝汽器低壓缸排汽質量流量保持170、894 t/h，保持2號機組中壓缸抽汽質量流量為350 t/h，通過調整1號機組中壓缸抽汽量調整熱網加熱器的輸出熱功率。

以室外溫度0 ℃為例進行計算，當室外溫度為0 ℃時，供暖熱負荷為1 010 MW，1、2號前置凝汽器的輸出熱功率保持106.1、579.5 MW。由此可計算得到，引射器前置凝汽器實際熱負荷為324.4 MW。此時，引射器前置凝汽器低溫側出口供熱介質溫度為88 ℃，引射器前置凝汽器低溫側出口與高溫側進口的傳熱端差仍取0.5 ℃，可確定引射器前置凝汽器高溫側進口蒸汽飽和溫度為88.5 ℃，對應飽和壓力為66.3 kPa。通過查表，可確定引射器引射比為0.72。根據已知參數，由式(2)～(7)可計算得到引射器自用中壓缸抽汽質量流量為287 t/h，引射器自用低壓缸抽汽質量流量為223 t/h，引射器噴水的質量流量為24.1 t/h，引射器混合汽的質量流量為534 t/h。此時，熱網加熱器退出運行，引射器用低壓缸抽汽質量流量比設計工況稍過量影響不大。采用以上方法，對不同室外溫度條件下的系統運行參數進行計算(見表2)。表2中tout代表引射器前置凝汽器低溫側供熱介質出水溫度，單位為℃。qm,n代表熱網加熱器自用中壓缸抽汽質量流量，單位為t/h。

由表2可知，隨著室外溫度上升，引射器前置凝汽器低溫側供熱介質出水溫度不斷下降，室外溫度大于或等于0 ℃時，熱網加熱器退出運行。由表1、2可計算得到，供暖期中壓缸總抽汽量為193×104t，供暖期低壓缸總排汽量為456×104t。

續表2

4.2 供暖期耗煤量

① 總耗煤量

1、2號機組供暖期總耗熱量Qsum,h的計算式為：

(8)

式中Qsum,h——1、2號機組供暖期總耗熱量，MJ

ti——第i個室外溫度的延續時間(見表1)，h

Pi,1、Pi,2——第i個室外溫度下1、2號機組發電功率，MW

qi,1、qi,2——第i個室外溫度下1、2號機組單位發電量耗熱量，MJ/(MW·h)

抽汽工況下，機組發電功率、單位發電量耗熱量根據機組中壓缸抽汽質量流量查汽輪機抽汽工況熱平衡圖(由汽輪機生產廠家提供)獲得。不同室外溫度下，1、2號中壓缸抽汽質量流量由表2數據計算得到。由表1中各室外溫度延續時間及不同中壓缸抽汽質量流量對應的機組發電功率，可計算得到供暖期1、2號機組總發電量為47.4×108kW·h。

1、2號機組供暖期總耗煤量msum,c的計算式為：

(9)

式中msum,c——1、2號機組供暖期總耗煤量，kg

η1——鍋爐熱效率，取0.92

η2——電廠管道效率，取0.98

QL——標準煤低位發熱量，MJ/kg，取29.308 MJ/kg

根據已知參數，由式(9)可計算得到供暖期1、2號機組總耗煤量為133.56×104t。

② 供熱耗煤量

供暖期供熱耗煤量m的計算式為：

(10)

式中m——供暖期供熱耗煤量，kg

Qh——供暖期總供熱量，MJ

由表1數據，可計算得到供暖期總供熱量為1 537×104GJ，進而由式(10)計算得到供暖期供熱耗煤量為58.17×104t。

③ 發電耗煤量

供暖期發電耗煤量為總耗煤量與供熱耗煤量的差，可計算得到供暖期發電耗煤量為75.39×104t。由供暖期1、2號機組總發電量，可計算得到供暖期單位發電量耗煤量為159.1 g/(kW·h)。

4.3 節煤量

將熱電分供系統作為比較對象，計算分析熱電聯供系統的節煤量。熱電分供系統采用傳統燃煤鍋爐房供熱，燃煤電廠發電。

熱電分供系統燃煤鍋爐熱效率按80%計算，鍋爐房管道效率按0.98計算，根據供暖期供熱量可計算得到熱電分供系統供暖期耗煤量為66.89×104t。熱電分供系統的單位發電量耗熱量按銘牌工況的8 584.7 kJ/(kW·h)計算，發電量仍取熱電聯產系統發電量47.4×108kW·h，可計算得到熱電分供系統發電耗煤量為153.99×104t。由以上數據，可計算得到熱電分供系統供暖期總耗煤量為220.88×104t。最終計算得到，熱電聯供項目供暖期節煤量為87.32×104t。

5 結輪

結合工程實例，提出利用蒸汽引射器對2臺額定發電能力為660 MW的發電機組進行余熱回收，采用中壓缸抽汽，引射低壓缸排汽，提高低壓缸排汽品位，實現對熱網回水的梯級升溫。對熱電聯供系統工藝流程、設備選型進行分析。針對典型供暖期，對熱電聯供系統供暖期總耗煤量、供熱耗煤量、發電耗煤量進行測算。將規模相當的熱電分供系統(采用傳統燃煤鍋爐房供熱，燃煤電廠發電)作為比較對象，測算熱電聯供系統的節煤量，熱電聯供系統供暖期節煤量為87.32×104t。