660 MW機組采暖蒸汽過熱度與分級利用技術研究

宋振龍

(中國能源建設集團浙江火電建設有限公司，浙江 杭州 310020)

我國化石能源儲量豐富，但能源綜合利用效率約為33%。在化石能源被大量消費的過程中，對自然環境和大氣環境造成嚴重的破壞，粉塵、SO2、NOx等大氣污染物的排放導致空氣污染愈加嚴重，環境污染引起霧霾現象。根據相關研究和預測，冬季取暖排放的大氣污染物是導致霧霾現象的一項重要因素[1]。

近些年，氣候變化對人類生存環境、社會和經濟的影響日益嚴重，全社會對環保的認識有了質的提升，同時也推動企業在生產過程中全面實施清潔、節能的生產方式。能源企業需要將能源的高效率使用作為企業的未來發展方向。在生產過程中充分利用好各級能量，通過能量的分級利用，充分發揮不同品級能量的能效，推動能源行業能耗水平的整體下降。

火電廠綜合效率低下的部分原因就是機組中有部分蒸汽的過熱度和可用能未充分利用，導致較多的蒸汽能量被浪費。充分高效地利用這部分能量可以增加有效能量的輸出，減少排放到環境中的大氣污染物，減輕霧霾的生成；同時火電廠可以減少燃煤和水的消耗，降低運行成本的同時還能為企業帶來額外的收益，提高機組運行的經濟性。

為滿足當地未來5年內新增的供暖需求，某電廠計劃對現有兩臺660 MW供熱汽輪機進行采暖蒸汽增容改造，在每臺機已具備400 t/h采暖供汽能力的基礎上，每臺機再增加400 t/h采暖蒸汽能力，根據汽機廠家設計，改造后自中低壓連通管引出的采暖蒸汽設計壓力1.0 MPa.a，設計溫度355 ℃。在當地實際供暖過程中，以散熱器為主的供暖系統需要的熱水溫度約100 ℃，地暖方式供暖系統需要的熱水溫度約50 ℃，改造后的蒸汽溫度相對于常規散熱器取暖系統的熱水溫度有250 ℃左右的溫差，與地暖取暖方式的熱水溫差更是達到300 ℃。供熱系統中巨大的傳熱溫差導致大量蒸汽可用能的浪費，平均1 kg過熱蒸汽約有500 kJ可轉換為動力能的可用能以熱能形式傳給了熱網系統[2]。如能提高這些可用能的利用效率，可以輸出更多的動力能，增加企業的經濟效益。

同時根據熱力學第二定律，類型或狀態不同的能量之間自發的傳遞過程，需要有附加條件才能進行，因此熱力過程具有方向性[3]。這說明能量也是劃分為不同品級的，能量的品級高低與熱力工質的壓力和溫度密切相關。對蒸汽而言，蒸汽參數與能量的品級是正相關的，能量的品級隨著蒸汽參數的提高而增大，并且能釋放出更多的可用能。本項目中，熱網循環水設計供水溫度為130 ℃，對應0.35 MPa.a的過熱蒸汽即可滿足加熱要求。改造后從660 MW汽輪機抽出的1.0 MPa.a蒸汽直接去熱網首站內的熱網加熱器與循環水換熱，等同于將高品級的1.0 MPa.a蒸汽當做低品級0.35 MPa.a蒸汽使用，人為的降低1.0 MPa.a蒸汽品級，導致較多的可用能未能被利用。

如在系統中增設吸收式熱泵，熱網循環水的回水將先流經熱泵，熱泵吸收主汽輪機乏汽的熱量將循環水加熱至某一溫度，然后進入熱網加熱器繼續加熱升溫至規定的溫度，再供至熱用戶。但由于本項目所處城市的熱網回水溫度可達到65 ℃以上，將導致較高的熱泵工作制熱溫度，會對熱泵能效產生較大不利影響。同時本項目中的一次熱水管網已建成，僅在電廠內采用熱泵改造方案將存在初投資高、回收期長、經濟收益單一的問題。因此不推薦采用吸收式熱泵對本項目的蒸汽進行改造利用，設置抽汽式背壓機對新增的采暖蒸汽進行分級利用即可實現可用能充分回收的目的，同時還能增加額外的發電收益。

為有效利用改造后660 MW汽輪機新增采暖蒸汽的過熱度和可用能，增設抽汽背壓機，改造后新增的采暖蒸汽首先進入背壓機做功，背壓機設置一級抽汽，與背壓機排汽、660 MW汽輪機已有采暖抽汽共同提升熱網水供水溫度，既能確保機組供暖能力滿足用戶需求，也能增加機組供電能力，實現采暖蒸汽可能最大限度地轉換為電能。

1 供熱現狀

1.1 機組現狀

某電廠現有兩臺660 MW超臨界直接空冷抽汽凝汽式汽輪機，技術參數見表1。

表1 660 MW汽輪機改造前主要技術數據

1.2 熱負荷及供熱現狀

該電廠現有兩臺660 MW機組已做過一次采暖供熱改造，第一次改造后2×660 MW汽輪機采暖供汽能力為2×400 t/h，采暖蒸汽設計壓力1.0 MPa.a，設計溫度355 ℃。配套建設有一座熱網首站。

根據當地供熱企業提供的資料，至2020年采暖期，當地供暖蒸汽負荷缺口258 t/h；至2025年當地供暖蒸汽負荷缺口984 t/h。為滿足增加的熱負荷，電廠計劃做第二次改造以增加兩臺660 MW汽輪機的供熱能力，改造后每臺機增加400 t/h采暖蒸汽，兩臺機增加800 t/h采暖蒸汽，總的采暖供汽能力將增加至1 600 t/h。

2 采暖蒸汽過熱度利用及分級利用技術方案

2.1 660 MW汽輪機供熱改造概述

2×660 MW機組供熱改造是在維持原汽輪發電機組設計參數及通流部分均不變的前提下進行改造，汽輪機高中低壓部分不做改動，改造后鍋爐來的蒸汽在高中壓缸做功后在中低壓缸聯通管上引出一路蒸汽直接去熱網首站供熱。改造后采暖蒸汽壓力1.0 MPa.a，溫度355 ℃。機組改造后蒸汽系統流程見圖1。

圖1 660 MW汽輪機供熱改造系統流程

2.2 常規采暖蒸汽利用

常規采暖蒸汽利用方式是將汽輪機中低壓連通管引出的采暖蒸汽直接送至熱網首站的熱網加熱器內，與熱網循環水換熱后，凝結水再返回主機系統中。常規采暖蒸汽利用系統流程見圖2。

圖2 常規采暖蒸汽利用系統流程

2.3 采暖蒸汽過熱度與分級利用

上述常規采暖蒸汽利用方式會導致較高壓力采暖蒸汽的可用能損失，為了提高采暖蒸汽可用能的利用效率，每套系統增設2臺采暖用抽汽背壓機，以增加全廠的發電出力。同時對進入背壓機的1.0 MPa.a蒸汽進行分級利用，背壓排汽進入本次新增的1號、2號高背壓凝汽器，加熱熱網回水，將熱網回水加熱至84 ℃；自背壓機中間級抽出部分0.35 MPa.a蒸汽，供至本期工程新增的熱網加熱器，將高背壓凝汽器出口的循環水加熱到98 ℃，最后送至已建成的熱網首站被加熱至130 ℃供出。

采暖蒸汽分級利用系統流程見圖3。

圖3 采暖蒸汽分級利用系統流程

采用這種過熱度利用與分級利用方式，具有以下特點：

(1)對改造后新增的采暖蒸汽過熱度和可用能進行了合理利用，避免了高品級能量中蘊含的可轉換為動力能的可用能未被充分利用而導致的能量浪費。根據清華大學付林等人的研究，在熱電廠供熱首站的汽水換熱環節中，存在熱量傳遞的不可逆環節。當熱網循環水供回水溫度分別是130 ℃/70 ℃時，供回水的對數平均溫差為97 ℃[4]。根據該文獻，不同參數采暖蒸汽在供熱首站汽水換熱過程中，對應不同的熱網供回水對數平均溫度時的效率見圖4。

圖4 供熱首站汽水換熱過程的效率

根據圖4可以判斷，當供回水的對數平均溫差為97 ℃時，汽水換熱過程中采暖蒸汽壓力為1.0 MPa.a時對應的效率為65%，采暖蒸汽壓力為0.35 MPa.a時對應的效率約為78%，背壓機排汽直接與水換熱對應的效率可達到90%以上。因此分級利用后的能源效率更高。

(2)實現了能量分級利用。在充分利用改造后新增采暖蒸汽富余壓力能的同時，對該部分蒸汽進行分級利用。在背壓機中做過功的部分蒸汽從背壓機中間級抽出進入熱網加熱器進行第二級加熱，其余蒸汽做功后進入高背壓凝汽器進行第一級加熱。既滿足了外界采暖需求，又能增加機組的對外供電能力，提高了企業的經濟收益。

(3)設置高背壓凝汽器后，背壓機排汽熱量幾乎全部被熱網循環水吸收，不存在冷源損失，提高了蒸汽利用效率。

(4)供熱調節靈活性較好。抽汽背壓機可以將抽汽調節與背壓調節設計為互相牽聯調節。背壓排汽量需要變化時，同步開大或減小背壓機進口高壓調節閥門與抽汽口后至低壓缸的流通截面上的低壓調節閥門，改變排汽量的同時可以維持抽汽量和背壓基本不變。當背壓機抽汽量需要變化時，通過調節回路系統控制背壓機進口高壓調節閥開大或減小，同時保持抽汽口后至低壓缸的流通截面上的低壓調節閥門開度基本不變，可以改變抽汽量并且維持排汽量與背壓不變。

利用抽汽背壓機的這種牽聯調節設計特點，可以通過改變抽汽量與排汽量，在維持背壓不變的同時，調節循環水供水溫度，實現供暖量的調節。在不同的采暖階段，調整660 MW汽輪機對外供出的采暖蒸汽量，改變背壓機進口蒸汽流量，并根據采暖負荷的變化調整背壓機的抽汽量和排汽量，在確保背壓機的排汽壓力基本不變的情況下滿足采暖期各階段的采暖需求。

采暖初末期時，外界熱負荷需求為232 MW，此時660 MW汽輪機提供400 t/h采暖抽汽分別進入兩臺背壓機，背壓機抽汽量為0，背壓機排汽背壓維持額定值，所有蒸汽排至高背壓凝汽器加熱循環水，兩臺背壓機可提供246 MW的熱量，供水溫度達到83 ℃，可滿足此時的采暖需求。在采暖期的中期，平均采暖熱負荷增加至446 MW，660 MW汽輪機將外供的采暖蒸汽量增加至2×360 t/h，此時每臺背壓機抽汽量增加至160 t/h，背壓機排汽量仍維持200 t/h，兩臺背壓機可提供448 MW熱量，供水溫度達到98 ℃，滿足平均采暖熱負荷需求。當進入到最寒冷時期，采暖熱負荷需求達到720 MW，兩臺背壓機達到滿負荷出力，可提供498 MW熱量，熱網水進入原有的熱網首站加熱器，被來自一期供熱改造的800 t/h采暖蒸汽加熱至130 ℃，滿足熱負荷需求。

2.4 背壓汽輪機附屬系統

高背壓凝汽器疏水系統：背壓機排汽在高背壓凝汽器內換熱后產生的凝結水經過汽封加熱器后分別回至660 MW機組各自的排汽裝置。

背壓汽輪機本體疏水系統：每臺機組設置一臺容量為1 m3的汽機本體疏水擴容器。

高背壓凝汽器真空系統：凝汽器進口設計進汽流量200 t/h，高背壓凝汽器管材選用不銹鋼TP316材質。每臺背壓機配2×100%容量真空泵。

背壓機潤滑油輔助系統：每臺背壓機組配置一套潤滑油凈化裝置。首站外布置事故油池，背壓機主油箱設事故油管道，事故時將主油箱內潤滑油緊急排至首站外事故油池。

熱網加熱器的安全閥排汽排至熱網首站外。

3 主要設備選型設計

3.1 背壓機選型

每臺背壓機設計蒸汽流量400 t/h，主汽門進汽壓力1.0 MPa.a，溫度355 ℃。

如果忽略汽封漏汽量，背壓機進汽流量與排汽流量基本一致，即

D1≌D2+D3

式中：D1為背壓機主汽門進汽流量，t/h；D2為背壓機末級排出蒸汽流量，t/h；D3為背壓機中間抽汽流量，t/h。

新增的背壓機排汽進入本次新增高背壓凝汽器加熱來自用戶的熱網循環回水，循環回水進入凝汽器的設計溫度70 ℃，凝汽器出口設計溫度83 ℃，設計端差5 ℃，新增背壓機的排汽壓力為65 kPa.a。

背壓機設置一級可調抽汽，該抽汽進入熱網首站內的汽水換熱器，將高背壓凝汽器出口的83 ℃熱網循環水溫度進一步提升至98 ℃。抽汽參數采用常規的蒸汽參數，抽汽壓力0.35 MPa.a，抽汽溫度238 ℃。抽汽量根據式(1)計算：

(1)

式中：Dc為抽汽量，t/h；Dw為進入熱網加熱器的循環水流量，t/h；hw2為熱網加熱器出口循環水的焓值，kJ/kg；hw1為熱網加熱器進口循環水的焓值，kJ/kg；hc1為抽汽的焓值，kJ/kg；hc2為抽汽凝結水的焓值，kJ/kg；ηj為熱網首站內汽水換熱器的換熱效率，%，ηj為實際換熱量與理論上的最大換熱量之比，工程設計中常規取值為98%。

計算后可確定背壓機中間抽汽量為200 t/h。

背壓機輸出功率可由式(2)計算[5]：

(2)

式中：N為背壓機發電出力，kW；h2為背壓機排汽焓，kJ/kg；h1為背壓機進口蒸汽焓值，kJ/kg；ηi為背壓機內效率，%；ηm為機械效率，%；A為考慮抽汽在汽輪機內做功不足的系數，A根據式(3)計算：

(3)

式中：hc為抽汽焓值，kJ/kg；αi為抽汽量占背壓機進汽總流量的百分數，%。

根據以上計算確定抽汽背壓機額定功率為35 MW。

背壓機的主要技術參數見表2。

表2 抽汽式背壓機主要技術數據

3.2 高背壓凝汽器選型

本工程設置2臺高背壓熱網凝汽器，凝汽器設計蒸汽流量200 t/h，排汽壓力0.065 MPa；熱網循環水設計流量15 000 t/h，凝汽器進口循環水溫度70 ℃，出口設計水溫83 ℃，設計端差5 ℃。

凝汽器的熱負荷：

Q=(hk-hc)×q

(4)

式中：Q為總熱負荷，kJ/s；hk為背壓機末級排至凝汽器的蒸汽焓值，kJ/kg；hc為蒸汽疏水焓值，kJ/kg；q為凝汽器進汽流量，kg/s。

凝汽器的換熱面積根據式(5)計算：

(5)

式中：A1為凝汽器計算面積，m2；K為總體傳熱系數，W/(m2·K)；Δt為對數平均溫差， ℃。

根據以上參數，設計壓力65 kPa時，根據排汽量的需要和端差的要求計算，換熱系數取值為3 400 W/(m2·K)，新增高背壓循環水供熱凝汽器的換熱面積暫定5 500 m2。

4 主要技術指標計算與分析

針對660 MW機組新增采暖蒸汽設置背壓機和不設置背壓機兩個方案的主要技術數據進行了計算，計算結果見表3。方案一是設置背壓機的采暖蒸汽分級利用方案；方案二是常規采暖蒸汽利用方案。

表3 不同方案主要技術數據對比

從表3可以看出，增設采暖用抽汽背壓機后，因為主機的進汽量及抽汽量均不變，因此主機的熱耗及全廠煤耗沒有發生變化。新增的背壓機系統用水均來自現有機組，不新增機組的用水量。新增的背壓機由于利用了采暖蒸汽的壓力差，增加了機組的對外供電能力，在去除背壓機自身的用電量后，采暖期單臺背壓機可新增供電量0.934億kW·h。

5 投資回收期與年凈收益計算和分析

5.1 投資回收期計算

以采暖期的平均熱負荷為基準，計算了方案一的靜態投資回收期等經濟指標。此工況下與平均熱負荷對應的背壓機供熱能力為設計值，采暖期平均熱負荷持續時間為2 736 h。投資回收期計算結果見表4。

表4 投資回收期分析

從表4可以看出，設置背壓機、對蒸汽分級利用對外供熱的方案，單臺抽汽背壓機的發電能力為35 MW。平均采暖期小時數按2 736 h計算，整個采暖期、兩臺抽汽背壓機可增加售電收入2 210×2=4 420萬元。

根據初步估算，2×35 MW抽汽背壓機及其附屬系統、管道和建筑投資約7 500萬元，每個采暖季因背壓機發電增加的收益為4 420萬元，可將靜態投資回收期控制在兩年左右。

5.2 年凈收益計算

本文選取技術經濟學領域中的等額支付模型計算增加背壓機改造后的年凈收益，計算如式(6)所示[6]：

Cnet=△I-Cinv-Co&m

(6)

式中：△I為每年多發電的收益;Co&m為設備年運行和維護成本，本文取為一次性投資額的6%;Cinv為折合到壽命期內每年的投資成本，計算如式(7)所示：

(7)

式中：C為項目新增的一次性投資;n為資金回收年限，因本項目為改造項目，所以資金回收期按20年計算;i為貸款利率，執行現行固定資產投資貸款利率，按五年期以上固定資產投資貸款年利率 4.90%計列。

背壓機改造后的年凈收益見表5。

表5 年凈收益分析 萬元

從表5可以看出，設置背壓機、對蒸汽分級利用對外供熱的方案，年凈收益可達到3 373萬元。

6 運行方式及可行性分析

本項目對采暖蒸汽進行分級利用，通過新增采暖背壓機系統將低溫的高背壓凝汽器與高溫的熱網加熱器串聯起來，實現高背壓凝汽器回收背壓機的排汽、熱網加熱器回收較高參數的背壓機抽汽來提高供水溫度，達到寒冷時期供熱品質的要求。在采暖的初末期，每臺背壓機以純背壓方式運行，背壓機排汽全部進入高背壓凝汽器將熱網循環水加熱至83 ℃，可提供246 MW的采暖熱量，滿足此時的采暖需求。當天氣逐漸變寒冷時，增加背壓機抽汽量并投入本項目新設置的熱網加熱器，將熱網循環水串聯加熱到98 ℃。在采暖期的最寒冷階段，投入原有熱網首站加熱器，最終將循環水加熱到設計溫度130 ℃。與常規采暖蒸汽利用方案相比，在供熱的同時，還可以提供額外的供電量，為企業創造更多的經濟效益。

綜合經濟性分析，新增背壓機、對蒸汽分級利用對外供熱的方案優勢明顯，經濟效益可觀。背壓機的各級蒸汽參數較為常規，不存在設計困難。其他配套輔機及汽水系統也均為國內火電機組常規配置形式，設計、制造、安裝不存在風險。只是新增背壓機需增加較大的占地面積，對于改造機組而言，需根據廠區已有總平布置進行綜合考慮，本項目新增背壓汽機房尺寸為64.2 m×21 m(長×寬)。總體而言，采用新增背壓機方案不存在技術風險與安全運行隱患，方案的可行性較高。

7 結 論

針對本項目2×660 MW超臨界汽輪機供熱改造后提供的采暖蒸汽參數過高導致可用能的浪費及能量的“高品低用”情況，提出增設抽汽背壓機的方案，并得出以下結論：

(1)通過設置采暖用抽汽背壓機，以及背壓機設置一級抽汽實現了對660 MW機組新增采暖蒸汽的過熱度利用與分級利用，部分蒸汽從背壓機中間級抽出去熱網加熱器加熱高背壓凝汽器出口經過第一級換熱的熱網循環水，剩下的蒸汽繼續做功最終全部進入高背壓凝汽器，對來自用戶的熱網循環回水進行第一級加熱，蒸汽能力得到充分利用，且保證了外界熱負荷需求。

(2)采暖蒸汽經過背壓機做功后，在對外采暖供熱能力不變的同時，單臺背壓機可新增發電出力35 MW，靜態投資回收期在2年左右，年凈收益可達3 373萬元。

(3)具體工程實施中還應再實施專題研究，對設備選型、系統設計與布置設計進行技術經濟的分析比較，對增設的背壓機系統及設備進行更進一步的優化，確保改造后的經濟效益最優。

(4)對于采暖蒸汽壓力較高的供熱電廠，在場地滿足要求且用熱、用電需求穩定且用熱需求足夠大的情況下，建議采用這種增設背壓機的方式，對采暖蒸汽進行分級利用，增加電廠收益。