大型吸收式熱電聯產機組性能分析與對比

劉浩晨，耿直，莫子淵，顧煜炯

（1 華北電力大學能源動力與機械工程學院，北京102206；2 鄭州航空工業管理學院航空工程學院，河南鄭州450046）

隨著大數據[1]處理技術的成熟與人工智能技術的進步，第四代區域供熱系統[2-3]已經成為發展方向，其具體是指基于成熟的技術與已有概念、通過智能熱網協助與控制而往區域能源系統中加入大比例的可再生能源[4]。中國國家電網公司提出要于2021 年初步建成泛在電力物聯網，用來與智能電網[5]共同構成能源互聯網，為清潔能源的消納提供新方案[6]。

與此同時，作為發電主力的燃煤機組雖然正在朝著高參數、大容量的方向發展，但隨著近年來環保要求的提高、新能源電力的并網，新建的燃煤機組長期處于快速、深度變負荷[7]控制的狀態，并且這一狀況將在長期內保持不變。根據相關調研[8]顯示：我國公共建筑采暖能耗將進一步擴大，目前為保證我國北方地區在采暖季供熱的有效方法是清潔采暖[9]，其實質是在區域能源系統[10]中將傳統的基于燃燒化石燃料的電站改造成熱電聯產機組（combined heat and power，CHP）并采取成熟的節能措施。長遠來看，隨著一般工商業平均電價的降低[11]，為保證電網、電站的經濟收益，非常有必要對基于消納新能源電力的區域綜合能源系統中大型CHP 系統進行熱力學性能分析，以便為CHP 系統的彈性運行提供控制策略。在比較了CHP 機組和非CHP 機組的性能后[12]，學者開始審視評價CHP機組的方法：熱力學第一定律忽略了熱、電兩種能量品位的高低；但基于熱力學第二定律的?效率[13]評價由于無法很好地區別劃分熱電廠在凝汽器處熱量耗散的分布情況，因此單純?分析法在實際中不能很好地指導CHP機組的能耗分攤。

國外方面，P??kk?nen 等[14]進行了生物質熱電聯產在未來能源系統中的可行性研究；Van Erdeweghe 等[15]從經濟學優化的方式對低溫地熱熱電聯產方式進行了適配性研究；Cho 等[16]研究了非穩態情況下美國11 個自治州電熱市場的財政激勵系統，并認為CHP需要被認真地履行。國內方面，江億等[17]將?效率評價方式改進為“等效電法”，使之在實際中有了指導意義和發展依據；Guo 等[18]提出了分析方法來重新審視傳熱過程的效率；付林等[19]在示范工程中實現了安全、可靠、高效與節能的清潔區域采暖方案；趙璽靈等[2]研究了分析方法在吸收式換熱裝置中的應用；楊志平等[20]從質量并行的角度研究了直接空冷供熱機組的彈性運行與優化；鄧拓宇等[21]研究了利用熱網蓄能裝置的CHP 機組調峰能力的控制辦法；王瑋等[22]提出了CHP 機組在應對電網快速調頻時應采取的變負荷控制策略。

但在上述的現有供熱研究中，尚未涉及更高參數、大容量CHP機組的調峰運行策略[23]，或是供熱系統建模過于簡單、無法滿足當前節能供熱改造的需求[24]，沒有對熱網加熱器進行傳熱效率的評價；沒有結合供熱的全部過程，對電能和熱能的本質進行區分定位；沒有把分析方法與CHP 機組聯系起來對系統進行評估。所以本文提出了吸收式熱電聯產機組方案，并揭示了主要熱力學參數隨供熱熱負荷和供水溫度的變化關系，提出機組整體性收益與電熱價比的數值模型，最后對新方案進行了先進性論證。

1 吸收式換熱600MW 高背壓熱電聯產系統方案介紹

目前安全、可靠、高效的大型集中供熱一次管網供回水設計溫度為110℃/20℃；二次熱網實際運行供回水溫度是70℃/40℃。圖1簡單介紹了吸收式600MW 高背壓熱電聯產系統，該方案由電廠側與熱力站側兩部分構成：電廠側以高背壓熱電聯產機組為例，其中使低壓缸排汽為基本負荷熱源，中壓缸排汽為調峰負荷熱源一同構成熱源側。熱力站側采用文獻[25]的吸收式換熱裝置，其實質為換熱器與單效吸收式熱泵的耦合單元，以實現一次熱網水的110℃/20℃大溫差換熱。

圖1 吸收式換熱600MW高背壓熱電聯產系統

1.1 電廠側

首先在供熱凝汽器中利用汽輪機低壓缸排汽對熱網回水進行初次溫升，再讓熱網水經泵增壓后送入尖峰加熱器中，使之與來自汽輪機中壓缸排汽進行再次溫升以達到市政熱網供熱采暖要求后送出。調峰負荷熱源既可以保證對熱負荷的調峰作用，又可以保證吸收式換熱裝置中所需熱網供水溫度。在暖冬時期調峰熱源承擔的加熱功率減小甚至退出循環。熱網回水依次被低壓缸排汽、中壓缸排汽逐級加熱，該過程不僅體現了“能量梯級利用”的原則，還減少了電廠冷端負荷。

1.2 熱力站側

首先將進入熱力站的二次熱網回水分流成兩股，一部分進入換熱器與一次熱網供水換熱，另一部分依次進入熱泵的吸收器、冷凝器，通過利用一次熱網供水的溫差驅動其吸收一次熱網回水中的余熱，最后兩股二次熱網供水匯流并被送往熱用戶；與此同時一次熱網供水依次通過吸收式熱泵的發生器、換熱器與蒸發器。本文在熱力站側的吸收式換熱裝置不同于常規的板式換熱器[26]或目前仍處在研究階段的大溫差熱泵[27]，其技術可靠運行穩定[28]，并已于供暖季在我國赤峰[19]和大同[29]得到了良好的運行驗證。在熱力站側，一次熱網供水逐級放熱，二次熱網回水依次吸熱。利用安全、易得、運維成本低且無毒的換熱器和吸收式熱泵，通過合理的參數配置方案使得兩裝置進行良好耦合，提高了傳熱效率。

在吸收式換熱600MW高背壓熱電聯產系統中，充分體現了“溫度對口、梯級利用”的能源利用原則，在不增設化石燃料耗量、基本不影響發電量的情況下，實現了對電廠側的循環冷卻水和熱力站側一次熱網回水中余熱的深度回收，從而克服了以下問題。

（1）我國北方采暖期間熱源普遍不足的問題；

（2）通過深度回收余熱，保證大型CHP 系統在發電負荷幾乎不變時實現熱負荷的增加，減少了在采暖季對電網的沖擊問題；

（3）通過減少電網需承擔的熱負荷而減少了電采暖設備使用數，緩解電網負荷壓力。

2 分析方法及建模

此處需要說明的是，本文對熱網加熱器使用了陳群等[30-31]的分析方法，耗散理論可以指導傳熱模型優化的設計，效率能定量描述傳熱效率。

在研究系統經濟收益方面，此處引入“電熱價比”的概念用于得到在非穩態情況下CHP 系統通過售電供熱兩種方式所得到的整體性收益，可以為相同參數配置的機組在未來面對來自電力市場和熱力市場兩方面同時變化的情況下提供運行決策。

圖2 系統熱力學性能參數計算流程

2.1 熱力學性能分析方法

式中，Evh為物體的，J·K；Qvh為物體的熱量，J；T為物體的熱力學溫度，K。

能源利用過程的本質[32]即高品位能量（?）退化成低品位能量（），在此過程中雖然能量的數量保持不變，但熵會增加，物體對外傳遞熱量的能力會減弱，即物體的會耗散。因此效率可以用來定義傳熱過程的效率，具體定義為末態與初態之比；定義如式(2)所示。

式中，Evh初態是物體的初態，J·K；Evh末態是末態，J·K。

由于在大型吸收式熱電聯產機組中表面式換熱器居多，故在此對此類換熱器進行建模，汽水連接方式如圖3，由式(1)、式(2)可知表面式換熱器的效率計算方法如式(3)所示。

圖3 換熱器汽水連接方式

式中，U是物質的熱力學能，J；T是物質的溫度，K；下角標ini 和fin 分別代表物質的初始狀態和末狀態；上角標c和h分別代表冷源和熱源。

電廠中汽水系統?效率計算公式如式(4)所示。

式中，Pe為機組發電量，MW；Ew為熱網水在電廠中吸收的焓?，MW；Eb為鍋爐主蒸汽與鍋爐主給水焓?之差，MW；Eb0為鍋爐再熱蒸汽與鍋爐再熱蒸汽進口蒸汽焓?之差，MW。

2.2 經濟收益分析模型

鑒于我國熱電聯產機組是“以熱定電”的方式運行，系統將優先保證市政熱網負荷，此時系統收益來源于上網電量帶來的收入和對外供熱量帶來的收益，此時機組整體性經濟收益計算如式(5)～式(7)所示。

式中，z為機組整體性收益，CNY/h；m為機組相對性收益，MW；a、b分別為上網電價和熱價，CNY/(kW·h)；x、y分別為機組發電功率和對外供熱功率，MW；θ為電熱價比[33]，量綱為1。

當a＞b時，此時|?θ/?a|＜|?θ/?b|；當a＜b時，此時|?θ/?a|＞|?θ/?b|。也就是說，對于式(5)、式(6)中的二元目標函數電熱價比θ，其更易受到a、b中初始量較小自變量改變的影響。

在工程中人們希望θ受a、b的影響盡可能小，以便能在更大范圍內探究電廠側供熱量和發電量對經濟收益的影響。而我國電廠上網電價a[0.2595～0.4505CNY/(kW·h)][34]高于熱價b[0.1520～0.1728CNY/(kW·h)][35]；通過調研得到我國工程實際中的技術經濟學參數，并且通過Ebsilon 得到電熱這兩種捆綁式能源生產和售出的CHP 機組里面發電功率和供熱功率的強耦合情況下的數值關系，最后通過引入電熱價比這一量綱為1的參數來提高這種評價方式可適用場合，以上均使得電熱價比在評價CHP 系統經濟收益時不僅保證精確性而且具有普適性。

3 算例結果分析與討論

本文以利用Ebsilon 仿真軟件[36]為模擬平臺，如圖4所示。在分別改變對外供熱功率和供水溫度的情況下，本文在性能分析方面研究了吸收式熱電聯產機組的熱電比、背壓、汽水系統效率和熱網加熱器效率隨供熱熱負荷與供水溫度的變化規律，進行了機組收益性分析，設置對照組將吸收式熱電聯產機組與傳統熱電聯產機組進行了對比。

3.1 熱力學性能分析

系統性能分析方式：在對北方城市冬季進行集中供熱時，隨著室外溫度的變化，熱用戶的熱負荷會呈現非穩態變化，進而會對熱網的供熱負荷和一次熱網供水溫度帶來影響；同時相比較由于室外環境溫度的變化而導致在熱力管網的傳熱損失，熱用戶的熱負荷會是供熱負荷影響的主要因素。此處保持系統在運行時鍋爐出力、供熱熱負荷分配比不變，其中一次熱網水采用量調節的方式。并且選取了關鍵技術參數：供熱負荷和供水溫度，分別以其為自變量開展了以下的研究。模擬了機組背壓、供給熱電比[37]、汽水系統效率、供熱凝汽器和尖峰加熱器的效率隨著供熱熱負荷和一次熱網供水溫度的變化情況。

這里需要指出的是汽輪機不同工況下設計外界熱負荷也不一樣，但熱負荷整體上是隨汽輪機出力以相同的步長變化的：比如設計100%THA時外界設計熱負荷700MW，則75%THA 時外界設計熱負荷525MW，50%THA時外界設計熱負荷350MW。

（1）仿真實驗1

性能變化參數如表1所示：保持一次熱網供水溫度110℃不變，改變供熱負荷，在50%THA、75%THA 和100%THA（turbine heat acceptance，汽輪機熱耗保證工況，即設計工況，簡稱THA）工況下使供熱負荷以每10MW遞增。結果顯示，隨著供熱熱負荷的增加，背壓光滑地從11.05kPa增高到16.10kPa且具有類拋物線上升變化的趨勢，總體維持在較低水平[38]；供給熱電比從0.997 增加至1.384，變化了38.82%，不同工況下供給熱電比變化不連續且變化的區間在減小；汽水系統效率變化范圍隨著機組出力的增加而增加，但在以上三種工況下變化范圍均在85.07%～83.19%內，且隨著機組出力的增加其增量逐漸減小直至成為在100%THA 下的負值；供熱凝汽器的“”效率連續地從103.53%下降到102.08%，變化趨勢類似于一條直線；尖峰加熱器的“”效率集中在區間85.69%～82.40%內而且會減小、離散性地變化；機組發電量在不同工況點附近隨著熱負荷的增加而減小，但波動范圍在1.999%～2.571%內；熱網水泵功率會隨著供熱負荷的提高而呈線性增加。

分析仿真實驗1 結果形成原因：由Q=cpmΔt可知調節熱負荷Q本質上是在調整熱網水質量流量m。該方案的設計思路是：基于熱力發電廠原則性熱力平衡圖中的各個工況節點相關參數，對系統進行供熱改造；這也是實驗1中供給熱電比、汽水系統效率、尖峰加熱器效率和發電量不連續隨供熱量變化的原因；機組背壓、供熱凝汽器效率、熱網水泵功率連續隨供熱量變化是因為與熱網水質量流量有直接的推算關系。

圖4 Ebsilon仿真平臺中的吸收式熱電聯產系統

表1 性能參數隨熱負荷的變化情況

（2）仿真實驗2

性能變化情況如圖5所示：保持供熱負荷隨機組出力成比例的變化，改變一次熱網水供水溫度，使其在以每1℃遞增的情況下從105℃變化到115℃。結果顯示，隨著供水溫度的增加：圖5(a)表示機組背壓會連續增加，機組出力越大背壓越高，但增加速率都在相同數量級上，背壓集中在10.61～16.15kPa；圖5(b)表示不同工況下機組供給熱電比會連續增加，但都在1.18～1.28，且機組出力越大熱電比越高；圖5(c)表示汽水系統?效率受熱網供水溫度變化影響很小，但會連續減小，且機組出力越大效率越低，機組出力越小汽水系統?效率降低速率越快，集中在83.21%～84.88%；圖5(d)表示供熱凝汽器的效率會增加且不同工況下增加速率在一個數量級上，供熱凝汽器的效率變化范圍集中在102.16%～103.52%，但隨著機組出力的增加其效率會減小；圖5(e)表示尖峰加熱器的效率會隨著供水溫度的增加而減小，集中在82.13%～85.55%，隨著機組出力的增加在減小，但在傳熱溫差小時會出現100%出力時效率更高的情況；圖5(f)表示機組發電量在不同工況點附近都會減小且維持在穩定水平，但波動范圍集中在0.795%～1.050%；圖5(g)表示熱網水泵功率會隨供水溫度的增加而減小，但會隨著機組出力的增加而增加。

圖5 性能參數隨供水溫度的變化情況

分析仿真實驗2結果形成原因：此處保持熱網回水20℃不變，使熱網供水溫度在110℃±5℃范圍內波動本質上是在調整熱網供回水溫差Δt。圖5(a)中，由于熱負荷分配比不變，故提高熱網供水的溫度就會提高供熱凝汽器的熱網水溫度，為了滿足換熱要求，機組排汽溫度升高、背壓抬高，而由于熱負荷大時機組出力也大，所以背壓隨機組出力的增加而增加。圖5(b)、(c)與(f)中，隨著機組熱負荷增加故系統發電量減小、熱電比增加，在不同工況下機組汽水系統效率下降均甚微；由于對供熱凝汽器和尖峰加熱器設計時的傳熱溫差、壓差較小，因此工質速度場和溫度場協同狀態好，故效率分布在較高水平，由式(3)可得到。圖5(d)中，供熱凝汽器效率隨著供水溫度的升高而升高是因為熱負荷分配比沒有變，所以在增加供水溫度時一次熱網水中間點水溫也增加，進而導致一次熱網水中間點的流增加，最后體現為效率增加，而在仿真實驗1中其效率會隨著熱負荷的增加而減少是因為一次熱網水中間點單位質量工質流保持不變的緣故。圖5(e)中，尖峰加熱器效率隨著供水溫度的升高而下降是因為中壓缸排汽流量隨供水溫度的升高而升高造成的，盡管此時熱網水中間點溫度、供水溫度都有升高，但是沒起到主導作用；圖中出現的機組在100%THA工況下供水溫度較低時效率低于75%THA 是因為此時供水溫度較低而機組抽汽卻是高溫高壓狀態，因此參考式(3)可知此處效率的降低是因為增大的、偏離設計的端差而引起的，可以為配置相同參數的機組提供運行時的建議——采用橢圓縮放傳熱管[39-40]，其能通過增加換熱管內流體速度場和溫度場的協同程度來提高換熱器的傳熱能力，從而進一步提高效率。圖5(g)中，當供熱功率不變時，熱網水的質量流量會反比于Δt，所以熱網水泵功會隨著供水溫的增加而減小，而當機組出力大時熱網水供熱功率來源于質量流量的增加，則熱網泵功會隨著機組出力的增加而增加。

3.2 經濟收益分析

圖6 經濟收益分析

由仿真實驗1中得到CHP系統發電量隨熱負荷變化的關系，如圖6(a)所示。選取供熱量為650MW和750MW兩組數據，利用2.2節中的方法研究機組相對性收益與電熱價比的變化情況，如圖6(b)所示。在以上兩組數據中，當電熱價比在4.000～4.969區間時，對外供熱750MW的機組整體性收益要高，當電熱價比大于4.969時，對外供熱650MW的機組整體性收益要高。目前我國電熱價比約在區間1.502～2.964，故我國熱電聯產機組的供熱效益要比純發電效益好，符合我國現役機組的運行狀態。鑒于我國熱電聯產是“以熱定電”的方式運行，則影響機組相對性收益的主要因素是電熱價比和供熱負荷，當供熱負荷在300～750MW 范圍變化，電熱價比在4.0～6.0 范圍時，由2.2 節經濟收益分析模型推算的式(7)可得知機組相對性收益在1503～4023MW 之間變化，其變化趨勢如圖6(c)所示。

3.3 系統對比

3.3.1 熱力學性能參數對比

如圖7所示，為了與傳統系統相比較，選取熱網回水溫度為50℃的傳統熱電聯產機組作為對照組的仿真實驗，同時控制系統供熱量700MW、供水溫度110℃和熱負荷分配比0.3恒定，分析比較熱網水質量流量、熱電比、機組背壓和抽凝比4個主要評價性能參數。結果表明新方案相比較于傳統方案不僅明顯降低了機組背壓約65.07%、減少了熱網水流量33.33%，并且使得熱電比略有減小而抽凝比略微升高，這是因為較傳統熱電聯產機組而言，吸收式熱電聯產機組發電量較大、冷端負荷減小的緣故。

圖7 系統對比分析

3.3.2 機組發電煤耗率對比

圖8 發電煤耗率差值

基于好處歸電法對機組發電標準煤耗進行計算，為了更直觀地顯示機組的先進性，在此文章中引入了發電煤耗差值對熱力學經濟性進行表示：即在相同工況下，供熱負荷和供水溫度相同時，傳統熱電聯產機組發電煤耗率減去吸收式熱電聯產機組發電煤耗率得到的值；此值為正即可說明吸收式熱電聯產會有節能降耗的優勢，并且值越大說明新方案的節能降耗的效果越明顯。如圖8所示，可知吸收式熱電聯產機組發電煤耗率差值最小值和最大值分別為3.22g/(kW·h)和7.00g/(kW·h)，在熱力發電廠節能降耗領域，發電煤耗3.22g/(kW·h)已經是一個十分顯著的量，充分說明新方案的實行對減小機組發電煤耗十分必要。在某一具體汽輪機運行工況點附近，隨著供熱負荷的增加，發電煤耗率差值與供熱量呈負相關，即吸收式熱電聯產機組的優勢逐漸衰退；但當機組出力越大吸收式熱電聯產機組節能降耗的優勢越明顯，在算例中發電煤耗率差值在50%THA 工況下供熱量為400MW 時達到最小值，在100%THA工況下供熱量為650MW時達到最大值。

4 結論

本文首先介紹了吸收式熱電聯產機組，其次對系統建模，以600MW 空冷熱電聯產機組為算例對熱力學性能和經濟收益在變工況下進行了分析，最后以傳統熱電聯產機組為對照組論證了本文方案的優勢，得出以下結論。

（1）熱力學性能方面：不同工況下當只有供熱熱負荷增加時，機組背壓、供給熱電比和熱網水泵功率會升高，汽水系統?效率的變化率會從正值逐漸減小為負值，發電量、供熱凝汽器和尖峰加熱器的效率會減小。不同工況下當只有供水溫度增加時，機組背壓、供給熱電比和供熱凝汽器的效率會升高，發電量、熱網水泵功率、汽水系統?效率和尖峰加熱器的效率會減小。

（2）經濟收益方面：在供熱負荷和發電量同時變化的情況下，得到機組整體性收益與電熱價比的關系式，并進行了舉例論證。該分析方法可為具有相同參數配置的CHP 機組在面對電力市場和熱力市場兩方面波動時提供運行決策和收益預測規劃，即需要注意電熱價比在4.969 左右時該如何選擇機組的供熱負荷和發電負荷的協調。

（3）先進性方面：在高背壓熱負荷占比和供熱熱負荷一定時，新方案降低了熱網水流量、熱電比和機組背壓，適當增加了抽凝比；在不同供熱負荷和工況下發電煤耗率減小了3.22～7.00g/(kW·h)不等，使得高背壓機組背壓降低了65.07%、使熱網水流量減少了33.33%。在節能性與經濟性方面都有明顯進步，產生社會效益。