吸收式熱泵應用于鍋爐煙氣余熱回收案例分析

柯國華

(北京市公用事業科學研究所， 北京 100011)

1 概述

隨著能源結構調整和環保要求提高，北方平原地區“煤改氣”工程持續推進，燃氣鍋爐成為清潔供暖的主力軍。燃氣鍋爐煙氣具有排放量大、能級不高和開發潛力較大等特點，深度挖掘利用煙氣余熱對推進節能降耗、提升環境品質具有重要意義。受限于一級管網回水溫度，以省煤器、空氣預熱器為代表的傳統余熱回收裝置余熱回收效果不佳[1]。基于吸收式熱泵的煙氣余熱回收技術能夠克服上述問題，減輕煙氣出口的水霧現象，有效緩解霧霾[2]，因此逐漸在各供熱廠、鍋爐房中得到廣泛應用。在對加裝熱泵后的節能效果進行分析時，工程中大多將鍋爐與回收系統作為整體，以總供熱量、總回收熱量和最終排煙溫度等參數為評價指標[3-5]，注重改造前后的整體收益。然而，熱泵機組目前僅有性能系數、工作效率等測評參數，缺乏對煙氣余熱回收項目中熱泵本身節能收益的準確衡量，為相關技術、管理人員進行全面可行性分析、設備優選配置、項目驗收及復評帶來了諸多不便。因此，本文提出“煙氣余熱回收比例”這一概念，結合實際案例分析熱泵機組在煙氣余熱回收中的實際效果，指出熱泵性能系數和煙氣余熱回收比例的適宜范圍，為相關應用提供技術參考。

2 煙氣余熱回收案例測試及分析

2.1 煙氣余熱回收項目情況

燃氣鍋爐煙氣余熱回收系統的工藝流程見圖1。圖1中，節能器是燃氣鍋爐的一部分，吸收式熱泵包括余熱換熱器和吸收式熱泵主體。在本系統中，燃氣鍋爐的煙氣進入余熱換熱器，放出顯熱和潛熱，溫度大幅度降低后，通過煙囪排入大氣。在余熱換熱器中，余熱水吸收煙氣的顯熱和潛熱后，溫度顯著升高，進入吸收式熱泵主體釋放熱量。此時，以天然氣為驅動熱源的吸收式熱泵主體通過提取余熱水的熱量來加熱部分熱網回水，可減少鍋爐的耗氣量，節約一次能源。

圖1 煙氣余熱回收工藝流程及部分測點分布

為分析溴化鋰吸收式熱泵在燃氣鍋爐煙氣余熱回收中的實際運行效果，本文選取5個供熱項目的6臺熱泵作為應用案例，對其使用情況進行測試，結合測試數據分析熱泵運行狀況。供熱項目概況見表1。

表1 供熱項目概況

根據分析需要，鍋爐運行測試數據包括鍋爐排煙參數(如煙氣組成、鍋爐尾部排煙溫度、鍋爐最終排煙溫度、燃氣耗氣量、過剩空氣系數、環境溫度等)和熱網水參數(如鍋爐供回水溫度、鍋爐水流量等)；熱泵機組運行測試數據包括熱泵熱水進出口溫度、熱泵余熱水進出口溫度、熱泵流量、熱泵耗燃氣量、熱泵耗電量、熱泵排煙溫度等，部分測點分布見圖1。

2.2 煙氣余熱回收運行測試

現以供熱項目1為例，利用鍋爐和熱泵機組的測試數據，分析計算熱泵的性能系數、熱泵供熱量、煙氣余熱回收量、煙氣余熱回收比例等。

首先對燃氣鍋爐運行情況進行測試。設置溫度自記儀以30 min為周期記錄數據，鍋爐熱水流量記錄采用熱源處安裝的超聲波流量計，設定流量計記錄周期為60 min。測試時間從2018年12月20日12:00-17:30，測試期間鍋爐平穩運行，鍋爐進出水溫度見圖2，鍋爐熱水流量見圖3。運行期間鍋爐測試數據平均值見表2。

圖2 鍋爐進出水溫度

圖3 鍋爐熱水流量

表2 鍋爐運行測試數據

根據鍋爐運行測試結果，可得到鍋爐進出口熱水的比焓分別為207.9 kJ/kg、298.8 kJ/kg。天然氣低熱值為34 730 kJ/m3，對應標準狀況下1 m3干燃氣的煙氣在某一溫度下的焓稱為某溫度下煙氣的干燃氣基體積焓，鍋爐排煙溫度下煙氣的干燃氣基體積焓為4 851 kJ/m3，在環境溫度下的干燃氣基體積焓為687 kJ/m3。

2018年12月20日12:00—17:30測試期間熱泵平穩運行，對熱泵運行情況進行測試。熱泵熱水進出口溫度見圖4。

圖4 熱泵熱水進出口溫度

對測試期間內熱泵熱水進出口溫度分別求取平均值，并計算該溫度對應的比焓與密度。熱泵熱水流量為267 m3/h，燃氣流量為246.3 m3/h，運行期間熱泵測試數據見表3。

表3 熱泵運行測試數據

根據熱泵測試結果，可得到熱泵熱水進出口比焓分別為179.5 kJ/kg、221.6 kJ/kg。天然氣高、低熱值分別為38 230 kJ/m3、34 730 kJ/m3，煙氣在熱泵排煙溫度下的干燃氣基體積焓為1 089 kJ/m3。

2.3 測試結果分析

結合表2和表3的測試結果，計算熱泵回收鍋爐煙氣余熱情況。根據熱力學第一定律，輸入、輸出熱泵的各個能量滿足熱平衡方程，即：

Φ4=Φ1+Φ2+P-Φs

(1)

式中Φ4——熱泵供熱量，MW

Φ1——熱泵的輸入熱流量，MW

Φ2——鍋爐煙氣余熱供熱量，MW

P——熱泵消耗的電功率，MW

Φs——散熱量，MW

熱泵供熱量Φ4的計算式為：

(2)

式中h4,o、h4,i——熱泵熱水出口、進口的比焓，kJ/kg

ρ4——水在熱泵進口溫度下的密度，kg/m3

q4——熱泵進口熱水流量，m3/h

熱泵的輸入熱流量Φ1的計算式為：

(3)

式中q2——熱泵燃氣流量，m3/h

Hi——天然氣低熱值，kJ/m3

在式(1)中，消耗的電功率P和散熱熱流量Φs的量級相對較小，可以忽略，故余熱供熱量Φ2的計算式為：

Φ2=Φ4-Φ1

(4)

熱泵制熱性能系數的計算式為：

(5)

式中ICOP——熱泵制熱性能系數

為衡量熱泵回收鍋爐煙氣余熱的能力，需計算熱泵回收鍋爐余熱量與鍋爐可回收煙氣余熱量的比值，定義為煙氣余熱回收比例γ。γ的計算式為：

(6)

式中γ——煙氣余熱回收比例

Φ0——鍋爐可回收煙氣余熱量，MW

鍋爐可回收煙氣余熱量Φ0的計算式為：

(7)

式中q1——鍋爐燃氣流量，m3/h

h1——鍋爐排放煙氣的干燃氣基體積焓，kJ/m3

h2——熱泵排放煙氣的干燃氣基體積焓，kJ/m3

為衡量熱泵回收煙氣余熱在鍋爐房供熱量中的份額，需計算熱泵回收鍋爐煙氣余熱量與鍋爐供熱量的比值λ，λ的計算式為：

(8)

式中λ——熱泵回收鍋爐余熱量與鍋爐供熱量的比值

Φ——鍋爐供熱量，MW

鍋爐供熱量Φ的計算式為：

(9)

式中h3,o、h3,i——鍋爐出口、進口熱水的比焓，kJ/kg

ρ3——熱網回水溫度下水的密度，kg/m3

q3——熱網回水流量，m3/h

若干原因將導致實際運行與設計工況偏離，熱泵供熱量與熱泵額定供熱量的比值μ的計算式為：

(10)

式中μ——熱泵供熱量與熱泵額定供熱量的比值

Φd——熱泵額定供熱量，MW

安裝熱泵后，系統能夠節省的天然氣量q為：

(11)

式中q——節省的天然氣量，m3/h

η——燃氣鍋爐的熱效率

上述計算過程中，煙氣的焓均考慮了含濕量和過剩空氣系數后的焓。氣體的體積均為標準狀況下的體積。對5個供熱項目的6臺熱泵進行計算分析，運行效果見表4。為方便計算，對項目2中兩臺熱泵的值取平均值。

表4 熱泵運行效果

由表4可知，項目1中的熱泵未能很好實現對煙氣余熱的有效回收，從熱泵機組性能系數來看，該機組熱泵性能系數僅為1.30，熱泵供熱量以熱泵本身輸入熱量為主，鍋爐可回收煙氣余熱量為1.39 MW，熱泵僅回收其中的0.55 MW，γ為39.56%，熱泵回收熱量所占比例較小。從熱泵供熱量構成和熱泵額定供熱量的關系來看，熱泵供熱量3.09 MW，μ為80.03%，在熱泵供熱量中，回收鍋爐煙氣余熱量0.55 MW，僅占17.80%，可見熱泵雖然供熱量總體并不低，但其中余熱所占比例非常低，熱泵未能很好實現余熱回收作用。

另一方面，就熱泵設計參數來看，該熱泵額定燃氣耗量為253.6 m3/h，熱泵實際進氣量為246.3 m3/h，熱泵燃燒器基本達到了滿負荷運行狀態，熱泵燃燒器的運行負荷和回收鍋爐煙氣余熱負荷形成“一高一低”的鮮明對比。而從熱泵銘牌標示參數，計算出熱泵的設計熱泵性能系數為1.69，熱泵可以回收余熱量為1.58 MW，如果熱泵在該工況下運行，熱泵可以實現該工況下鍋爐余熱的全部回收。可見，在該項目中所選熱泵負荷是較適宜的，但運行中熱泵未能發揮回收余熱的作用，可能是煙氣換熱器換熱不充分、熱泵調試不到位或熱泵本身存在問題等原因導致的。

由表4可知，除項目1外其他5臺熱泵的性能系數均接近1.6，鍋爐煙氣余熱回收比例均達到60%以上，回收鍋爐煙氣余熱量與鍋爐供熱量的比值達到7.31%～12.15%，這幾臺熱泵運行效果較好，很好發揮了余熱回收功能。

在一定范圍內增加煙氣余熱回收比例或煙氣余熱回收量占鍋爐供熱量比例，熱泵性能系數將隨之增大，至峰值后逐漸下降。在本文所述系列項目中，煙氣余熱回收比例為73.70%時(項目3)，ICOP達到最大，繼續增加煙氣余熱回收比例直至96.24%(項目5)或增加煙氣余熱回收量占鍋爐供熱量比例直至12.15%(項目5)，性能系數不斷減低，此時熱泵系統供熱量大但綜合能量轉化率低，繼續挖掘余熱資源所帶來的經濟性并不佳。因此，煙氣余熱回收比例或煙氣余熱回收量占鍋爐供熱量比例并不是越高越好，存在一個適宜范圍使熱泵性能系數較大且運行在經濟、高效區間。

3 結論及建議

① 對6臺熱泵運行效果進行測試分析，項目1熱泵運行效果較差，其他項目5臺熱泵均處于較好的運行狀態，能對鍋爐煙氣余熱實現有效回收。

② 熱泵性能系數可以有效反映熱泵運行效果，對熱泵運行具有很強的指導作用。

③ 煙氣余熱回收比例、回收鍋爐余熱量與鍋爐供熱量的比值存在一個較適宜范圍，以達到較高的熱泵性能系數，并不是越高越好。建議在這方面進一步開展研究，擴大樣本量，以確定適宜的比例范圍。