集成蒸汽噴射器的熱電協同系統全工況性能分析

劉榮堂， 王 宇， 范佩佩， 劉 明

(1．北京航空航天大學 寧波創新研究院，浙江寧波 315800；2.北京航空航天大學 航空科學與工程學院，北京 100191；3.西安交通大學 動力工程多相流國家重點實驗室，西安 710049)

目前，我國風電和太陽能的發電比重持續增加，預計到2030年，新能源電力將成為我國第2大主力電源[1]。但風電和太陽能發電具有較強的波動性及反調峰特性，給電網調峰帶來了巨大挑戰[2]。我國火電發展成熟且產能過剩，火電機組持續低負荷運行已成為常態。因此，為有效消納可再生能源發電，勢必需要采用火電機組進行電網調峰[3]。

熱電聯產技術可有效提高燃煤機組能量綜合利用效率。熱電聯產機組在火電機組中的比重大、容量高，但其供熱期的調峰能力明顯不足[4-5]。因此，開展熱電解耦技術研究對提高熱電聯產機組的運行靈活性以及推動電網調峰技術的發展具有重要意義[6-7]。

國內外學者對熱電解耦技術開展了大量的研究[8-10]，其中在熱電聯產機組中集成蒸汽噴射器或儲熱罐是熱電解耦的有效途徑之一[11]。Benalcazar[12]建立了熱電聯產機組耦合儲熱罐的數學模型，并開展了系統的經濟性分析和規模參數優化。楊利等[13]對配置儲熱罐后熱電聯產機組運行開展優化研究，結果表明配置儲熱罐后，在單臺機組對外供熱負荷為250 MW時，相對額定容量,調峰容量提高了15.2%～24.2%。金國強等[14]研究了儲熱罐改造對供熱機組熱電解耦能力的影響。但目前針對配置儲熱罐后熱電聯產機組運行經濟性的研究仍不夠充分，且單一儲熱罐解耦技術運行靈活性的提升空間有限。

在熱電聯產機組中集成蒸汽噴射器，通過主蒸汽或再熱蒸汽引射汽輪機低壓抽汽或排汽作為供熱熱源，具有較好的工業應用前景和較強的技術可行性。張鈞泰等[15]提出了集成蒸汽噴射器的熱電解耦系統，并開展了系統熱經濟性分析。孫博昭等[16-17]對350 MW超臨界熱電機組耦合蒸汽噴射器供熱系統開展了仿真研究和試驗驗證，結果表明集成蒸汽噴射器的熱電機組可以保證機組負荷在30%～80%熱耗率驗收工況(THA工況)波動，此時可保質保量地對外供熱。楊志平等[18]對耦合蒸汽噴射器的熱電聯產機組進行了系統建模與優化，結果表明當供水溫度超過68 ℃時系統具有節能潛力。但目前，針對集成蒸汽噴射器熱電聯產機組的運行靈活性研究更多的是關注其電力低谷期的調峰能力，需進一步深入研究系統電力高峰期及低谷期的整體經濟性和靈活性。

為了在保證系統經濟性的同時進一步提高熱電機組的深度調峰能力，需揭示熱電系統電力高峰期及低谷期整體經濟性和靈活性的變化規律。筆者基于已有熱電解耦技術研究，在熱電機組中同時集成儲熱罐、蒸汽噴射器及電熱泵，提出了一種集成蒸汽噴射器的熱電協同系統(以下簡稱噴射器協同機組)，并明確其運行方法，分析其熱電解耦調峰能力及經濟特性。以某330 MW熱電聯產機組為參考，建立了該系統的全工況計算模型，研究了蒸汽噴射器性能、供熱負荷率和鍋爐負荷率等對熱電聯產系統及噴射器協同機組調節范圍和經濟性的影響，以期為熱電解耦及調峰工業提供可靠的參考。

1 集成蒸汽噴射器的熱電協同系統

集成蒸汽噴射器的熱電協同系統構型如圖1所示。在電力低谷期，熱網進水在冷凝器中預熱，并經低溫換熱器被加熱到指定溫度；同時高溫儲熱罐中的低溫流體經電熱泵加熱，并與熱網水在高溫換熱器入口完成等溫、等壓、等質量的流量混合；混合流體在高溫換熱器中進一步被加熱到熱網供水所需的溫度，并被均分為2路，一路存入高溫儲熱罐，另一路用于熱網供水。在電力低谷期，該系統利用主蒸汽引射汽輪機低壓缸排汽，依次作為高溫換熱器、低溫換熱器的熱源，待熱源蒸汽冷凝后，在除氧器中回收。對于來自鍋爐的主蒸汽，分流了一部分進入II級蒸汽噴射器，在噴射器中提速降壓引射I級蒸汽噴射器出口蒸汽，II級蒸汽噴射器出口的蒸汽分為2路，一路引射在I級蒸汽噴射器中以提速降壓，并引射汽輪機低壓缸排汽，另一路作為高溫換熱器、低溫換熱器的熱源。

在電力高峰期，機組在純凝工況運行，保證最大發電功率。熱網回水在凝汽器中被預熱，并進入高溫儲熱罐的低溫區，在電力低谷期被儲存于高溫儲熱罐中的熱水對外供熱，同時，在電力低谷期被儲存于低溫儲熱罐中的流體由凝汽器預熱。

(a) 電力低谷期

2 數學模型

采用Matlab平臺建立集成蒸汽噴射器的熱電協同系統模型，包括蒸汽噴射器模型、熱電協同系統模型及經濟性評價指標等。

2.1 蒸汽噴射器模型

蒸汽噴射器結構如圖2所示，其中pp為工作流體入口壓力，ps為被引射流體入口壓力。

圖2 蒸汽噴射器結構

為簡化模型，在蒸汽噴射器建模中進行如下假設：蒸汽噴射器工作在臨界條件下，其流體流動為絕熱過程，工作流體與被引射流體在混合腔完成等壓混合。因蒸汽噴射器自身性能對系統的整體經濟性有較大影響，通常采用引射比w來衡量蒸汽噴射器的性能，其表達式[19]為：

w=qm,s/qm,p

(1)

式中：qm,s為被引射流體質量流量；qm,p為工作流體質量流量。

工作流體在噴嘴t-t截面(噴嘴喉部)的實際速度vt為：

vt=[2(hp-ht)]0.5

(2)

式中：hp為工作流體在噴射器入口處的滯止焓；ht為工作流體在t-t截面處的焓。

工作流體質量流量的表達式為：

qm,p=ρtvtAtη0.5

(3)

式中：ρt為工作流體在t-t截面的密度；At為t-t截面積；η為工作噴嘴的等熵效率。

計算過程中，先預賦值t-t截面壓力為pt，計算出t-t截面流體實際速度vt，再不斷迭代pt的值，直到計算出的vt等于t-t截面處的音速at，此時認為噴嘴喉部壓力為pt，根據式(3)計算出工作流體的質量流量qm,p。

在y-y截面(臨界截面)前，假定2股流體不發生混合，對于工作流體有如下關系：

vp-y=[2(hp-hp-y)]0.5

(4)

式中：vp-y為工作流體在y-y截面處的速度；hp-y為工作流體在y-y截面處的焓。

工作流體在臨界截面y-y處所需流通面積Ap-y為：

(5)

式中：ηp-y為流動損失系數；ρp-y為工作流體在y-y截面處的密度。

工作流體與被引射流體在混合腔喉部y-y截面后開始等壓混合，因此工作流體在該截面處的壓力pp-y與被引射流體在該截面處的壓力ps-y相等。

蒸汽噴射器工作在臨界工況下，因此被引射流體在y-y截面處達到當地音速。被引射流體在蒸汽噴射器入口處的壓力ps及滯止焓hs為已知條件。被引射流體在y-y截面處的速度vs-y、質量流量qm,s和所需通流面積As-y可參照工作流體的方法計算，即通過多次迭代，找到當vs-y與當地音速as-y相等時被引射流體在y-y截面處的壓力ps-y，進而計算qm,s、As-y等參數。蒸汽噴射器混合腔喉部面積A2為：

A2=Ap-y+As-y

(6)

工作流體及被引射流體在y-y截面與m-m截面之間等壓混合，并在m-m截面處混合充分，混合流體在m-m截面處的壓力為pm，有如下關系：

pm=pp-y=ps-y

(7)

在混合過程中，流體遵循質量守恒、動量守恒和能量守恒定律，表達式如下：

(qm,pvp-y+qm,svs-y)ψm=(qm,s+qm,p)vm

(8)

(9)

式中：vm、hm分別為混合流體在m-m截面處的速度和焓；hs-y為被引射流體在y-y截面處的焓;ψm為流體混合過程中的動量損失系數。

混合流體在s-s截面處產生激波，流速降低，壓力迅速提高，激波產生前后滿足以下關系[15]：

am=f(pm,hm)

(10)

γm=g(pm,hm)

(11)

Mam=vm/am

(12)

(13)

式中：am為混合流體在m-m截面處的音速；γm為混合流體在m-m截面處的等熵指數；Mam為混合流體在m-m截面處的馬赫數；f和g均為物性函數；p2為混合流體在擴壓管入口截面2-2處的壓力。

混合流體經過擴壓管減速增壓，在噴射器出口處的焓為hB，根據能量守恒定律可得到：

(14)

本文采用可調式蒸汽噴射器，給定蒸汽噴射器運行參數后，不斷調節噴射器喉部面積使得蒸汽噴射器出口流體壓力近似等于蒸汽噴射器實際背壓。

2.2 熱電協同系統模型

熱電協同系統主要包括汽輪機、高低溫換熱器、電熱泵和儲熱罐等設備。在汽輪機系統變工況過程中，根據弗留格爾公式[20]計算可得：

(15)

式中：qm,D為蒸汽質量流量；T為蒸汽溫度；p為蒸汽壓力；下標1、0分別為變工況和基準工況，i、o分別為級前和級后。

高低溫換熱器冷熱流體換熱過程遵循能量守恒定律：

qm,c(hc,out-hc,in)=qm,h(hh,in-hh,out)ηheater

(16)

式中：qm、h分別為流體的質量流量和焓；ηheater為換熱器熱效率；下標c、h分別為冷流體和熱流體，in、out分別為入口和出口。

本文中的高低溫儲熱罐均采用自然分層式儲熱水罐。蓄熱時，溫度較高的流體從儲熱罐上部進入，同時將等量的低溫流體從儲熱罐下部排出；放熱時，從儲熱罐下部抽入溫度較低的流體，同時從儲熱罐上部排出等量的高溫流體。在蓄放熱過程中，儲熱罐中流體總量保持不變。

ΔVhot=-ΔVcold=qV,wτ

(17)

式中：ΔVhot、ΔVcold分別為儲熱罐中高溫流體和低溫流體的體積變化量；qV,w為儲熱罐流體進出體積流量；τ為蓄熱或放熱時間。

設電熱泵制熱量為Qk，冷凝器出口水溫為TH，蒸發器出口水溫為TL，冷凝器平均換熱溫差為ΔTk，蒸發器平均換熱溫差為ΔT0，可得冷凝溫度Tk和蒸發溫度Te的表達式為：

Tk=TH+ΔTk

(18)

Te=TL-ΔT0

(19)

根據Tk和Te調用的制冷劑物性參數得到冷凝壓力和蒸發壓力，進而可得制冷劑質量流量qm,r：

qm,r=Qk/(hpo-hvi)

(20)

式中：hpo和hvi分別為制冷劑在壓縮機出口和節流閥入口處的焓。

壓縮機耗電量Ep為：

Ep=qm,r(hpo,id-hpi)/ηi

(21)

式中：hpo,id和hpi分別為制冷劑在壓縮機出口的理論焓和壓縮機入口焓；ηi為壓縮機指示效率。

2.3 系統性能指標

2.3.1 系統發電調節范圍

在某供熱負荷條件下，熱電聯產機組最大、最小發電量分別為Pmax、Pmin，噴射器協同機組最大、最小發電量分別為Pmax,ej、Pmin,ej，在電力高峰期和低谷期，噴射器協同機組比熱電聯產機組電力調峰范圍分別增加δmax和δmin，計算式如下：

(22)

(23)

式中：PE為熱電聯產機組在純凝工況下的額定發電量；ξmax,ej、ξmax分別為噴射器協同機組和熱電聯產機組最大電負荷率；ξmin、ξmin,ej分別為熱電聯產機組和噴射器協同機組最小電負荷率。

2.3.2 系統經濟性指標

與純凝機組不同，噴射器協同機組對外供電和供熱，由于這2種產品的能量品位不同，因此不能簡單將兩者相加計算。為了比較不同機組的熱經濟性，在燃煤量和供熱量相同的情況下，比較噴射器協同機組與熱電聯產機組發電量的差異[11]。

假定電力高峰期和低谷期在一天中的持續時間相同，考慮到峰電和谷電在經濟價格上的差異，計算1個峰谷周期機組的總發電量，其表達式為：

ΔE=(1+μ)(Pmax,ej-Pmax)+(1-μ)(Pmin,ej-Pmin)

(24)

式中：μ為折合系數，即電價波動量與基準上網電價的比值；ΔE為折合發電收益。

當ΔE>0時，噴射器協同機組的經濟性更好；當ΔE<0時，熱電聯產機組的經濟性更好。

2.4 系統模型驗證

以該330 MW機組熱平衡圖紙中給出的熱力參數作為實際對照，驗證所建立的數學模型，結果如表1和圖3所示。

由表1可知，THA工況下熱電聯產機組的實際參數與本文模型仿真計算獲得的參數誤差在0.3%以內(其中電負荷、主蒸汽質量流量、再熱蒸汽質量流量、汽輪機排汽量和抽汽337 t/h時發電功率仿真誤差分別為-0.12%、-0.25%、-0.22%、-0.30%和-0.07%)。由圖3可知，汽輪機熱耗率仿真結果與實際結果接近，可認為所建立的熱電機組模型可靠。所采用的蒸汽噴射器建模方法及源程序與文獻[15]相同，認為蒸汽噴射器模型可靠。綜上分析，所建立的系統整體模型可靠。

表1 THA工況下主要熱力參數

圖3 不同鍋爐負荷率下汽輪機熱效率的驗證

3 實例分析

3.1 基準工況分析

采用該330 MW熱電聯產機組作為參考機組。該機組為一次中間再熱、亞臨界機組，七級回熱抽汽包括2個高壓加熱器、4個低壓加熱器和1個除氧器；供熱抽汽采用中壓缸排汽；汽輪機最小凝汽量為額定進汽量的20%。機組主要參數見表2。

表2 330 MW熱電聯產機組汽輪機主要參數

基準工況熱力參數設定依據為：根據文獻[21]，分別將實際熱網回水、供水溫度設定為20 °C和120 °C；根據文獻[15]，在合理范圍內選擇既定供熱量為69.5 GJ/h，蒸汽噴射器引射比0.3；根據目前我國峰電谷電價格實際情況，折合系數選取0.2；以此為例，對噴射器協同機組在電力高峰期、低谷期的調峰經濟性能及調峰靈活性能開展研究。

電力高峰期，機組應在滿足既定供熱量的同時保證最大發電功率；電力低谷期，機組應在保證既定供熱量的同時盡量減小發電功率。因此，在電力高峰期，熱電聯產機組運行在額定工況(100%負荷率)；在電力低谷期，熱電聯產機組運行在鍋爐最小穩燃負荷或汽輪機最小凝汽量所決定的工況。為便于對比熱電聯產機組與噴射器協同機組的調峰靈活性及經濟性差異，這2類機組在電力高峰期和低谷期的供熱量、鍋爐負荷均保持一致。

噴射器協同機組中電熱泵采用不同的中溫制冷劑時，其電耗見表3。由表3可知，在相同情況下，除R123、R227ea和R717外，采用其他常見中溫制冷劑的電熱泵電耗量均在100 kW左右；而制冷劑水(R718)的臭氧消耗潛能(ODP)與全球變暖潛能(GWP)均可忽略不計，且R718價格較低。從經濟性、ODP和GWP等多方面對比，選擇最有競爭力的R718作為電熱泵制冷劑。

表3 電熱泵不同制冷劑的性能

在基準工況下，熱電聯產機組及噴射器協同機組各項參數的計算結果見表4。

在1個峰谷周期內，噴射器協同機組折合發電收益為836.4 kW。在電力高峰期，噴射器協同機組在保證既定供熱量的情況下，比熱電聯產機組多提供峰電5 487 kW，電力調峰范圍提高1.66個百分點；在電力低谷期，噴射器協同機組在保證既定供熱量的情況下，比熱電聯產機組少提供谷電7 185 kW，電力調峰范圍提高2.18個百分點。

表4 基準工況下系統的各項參數對比

3.2 機組深度調峰能力

在電力高峰期，機組最大電負荷率隨供熱量的變化如圖4(a)所示，供熱量小于1 300 GJ/h時，噴射器協同機組最大電負荷率可始終保持在100%。受到鍋爐最大連續蒸發量限制，隨著供熱量增加，熱電聯產機組的最大電負荷率線性降低。供熱量每增加100 GJ/h，最大電負荷率降低約2.17個百分點。當供熱量達到795 GJ/h時，熱電聯產機組最大電負荷率降為81.75%。在噴射器協同機組中，電力高峰期的機組運行在純凝工況時，供熱負荷完全由高溫儲熱罐中的儲水提供，因此該系統的最大電負荷率可始終保持在100%。

在電力低谷期,機組最小電負荷率隨供熱量的變化如圖4(b)所示，噴射器協同機組最小電負荷率較熱電聯產機組明顯降低。隨著供熱量增加，熱電聯產機組最小電負荷率呈先線性降低后線性增加的趨勢。在AB段，鍋爐保持最小穩燃負荷運行，當供熱量達到286 GJ/h時，汽輪機低壓缸達到最小凝汽量，BC段受汽輪機最小凝汽量限制。隨著供熱量增加，噴射器協同機組最小電負荷率呈先迅速降低(AD段)、再緩慢降低(DE段)、最后線性增加(EF段)的趨勢。在AD段，鍋爐保持最小穩燃負荷運行，部分主蒸汽作為蒸汽噴射器的工作流體。系統對外供熱，同時往高溫儲熱罐蓄熱(電力高峰期的供熱熱源)，且電熱泵消耗部分電能，因此在AD段,隨著供熱量的增加，系統最小電負荷率迅速下降。當供熱量達到265 GJ/h時，機組的最小電負荷率降為16.99%(D點)。在DE段，汽輪機維持最小凝汽量。噴射器協同機組分流部分主蒸汽引射汽輪機排汽，達到了電和熱2種產品分產的目的，實現了熱電深度解耦。隨著供熱量增加，在除氧器中回收的疏水量增加，增加了汽輪機1～3級抽汽量，同時電熱泵電耗增加，因此系統最小電負荷率降低。當供熱量達到795 GJ/h時，熱電聯產機組最小電負荷率為45.99%,而噴射器協同機組最小電負荷率降為15.78%(E點)，此時汽輪機低壓缸排汽全部被蒸汽噴射器引射用作系統供熱的熱源。EF段最小電負荷率受蒸汽噴射器被引射流體的最小質量流量限制。

噴射器協同機組電力調峰范圍增加量如圖4(c)所示。隨著供熱量增加，與熱電聯產機組相比，噴射器協同機組在電力高峰期和低谷期的調峰范圍均明顯增加，表明集成蒸汽噴射器的熱電協同系統在熱電解耦及深度調峰方面有明顯的優勢。

(a) 最大電負荷率隨供熱量的變化

3.3 機組經濟性

在保證既定供熱負荷的情況下，電力低谷期熱電聯產機組及噴射器協同機組均在最低發電負荷率工況下運行。

噴射器協同機組折合發電收益隨電力高峰期鍋爐負荷率的變化如圖5所示。隨著電力高峰期鍋爐負荷率降低，折合發電收益逐漸降低，在低負荷率范圍內的折合發電收益變化更為明顯。在相同的電力高峰期鍋爐負荷率及引射比情況下，折合系數對系統折合發電收益有明顯的影響。較高的折合系數(即峰電與谷電上網電價之比越高)更有利于突顯噴射器協同機組在峰谷周期內的整體經濟優勢；相反，在較低的折合系數下，噴射器協同機組不具備經濟效益。

(a) 折合系數0.1

噴射器協同機組折合發電收益隨引射比的變化如圖6所示。由圖6可知，在相同情況下，引射比越大，噴射器協同機組峰谷周期內的整體經濟性能越好。折合系數對系統具有經濟優勢的最小引射比有重要影響。當折合系數為0.1和0.2時，噴射器協同機組峰谷周期內具有經濟優勢的最小引射比分別為0.33和0.17。

(a) 折合系數0.1

折合發電收益隨供熱量的變化如圖7所示。隨著供熱量增加，噴射器協同機組折合發電收益呈先升高后降低的趨勢，峰值所對應的供熱量及峰值大小受折合系數影響。當折合系數為0.1時，系統折合發電收益峰值所對應的供熱量約為300 GJ/h，折合系數在0.15～0.2范圍內，系統折合發電收益峰值所對應的供熱量為300～400 GJ/h，最大折合發電收益為3 779～6 654 kW。

圖7 折合發電收益隨供熱量的變化

綜上所述，折合系數、引射比和電力高峰期鍋爐負荷率對峰谷周期內系統經濟性能有明顯影響，即峰電價格越高、谷電價格越低、電力高峰期鍋爐負荷率越高、引射比越大，噴射器協同機組的經濟優勢越明顯。

4 結 論

(1) 相較于熱電聯產機組，噴射器協同機組具有更高的運行靈活性，機組深度調峰能力突出。在供熱量小于1 300 GJ/h時，噴射器協同機組最大電負荷率可始終保持100%，最小電負荷率可達15.78%。當供熱量為795 GJ/h時，熱電聯產機組與噴射器協同機組電負荷率調節范圍分別為45.99%～81.75%和15.78%～100%。

(2) 蒸汽噴射器的引射比越大、電力高峰期鍋爐負荷率越高、峰電價格越高、谷電價格越低，噴射器協同機組的整體經濟優勢越明顯。隨著供熱量的增加，機組在峰谷周期內折合發電收益呈先升高后降低的趨勢，經濟收益最優的供熱量范圍為300～400 GJ/h。