配置吸收式熱泵的余壓梯級利用供熱系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

周家輝， 鄧庚庚， 汪茹康， 徐 鋼， 劉文毅， 王永旭

(1． 華北電力大學(xué) 能源動力與機(jī)械工程學(xué)院， 北京 102206；2． 通遼發(fā)電總廠有限責(zé)任公司， 內(nèi)蒙古通遼 028000)

隨著我國城鎮(zhèn)化發(fā)展的不斷加速，北方地區(qū)冬季集中供暖面積逐年增加。為了滿足日益增長的熱負(fù)荷需求，同時(shí)減少化石能源消耗，加快實(shí)現(xiàn)雙碳戰(zhàn)略目標(biāo)[1-2]，近年來高背壓供熱[3]、耦合吸收式熱泵供熱[4]、蒸汽引射器供熱[5]、增設(shè)背壓機(jī)[6]等余熱余壓利用技術(shù)在熱電廠中得到了廣泛應(yīng)用。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對吸收式熱泵的研究主要包括本體熱力學(xué)模型的建立與變工況分析、系統(tǒng)的熱經(jīng)濟(jì)性與調(diào)峰能力研究、耦合其他余壓余熱技術(shù)的供熱靈活性改造3個(gè)方面[7]。胡喬良等[8]使用Matlab軟件建立吸收式熱泵的熱力學(xué)模型，結(jié)果表明隨著熱負(fù)荷的增加，熱泵性能系數(shù)下降。郭中旭等[9]使用Ebsilon軟件建立熱泵與汽輪機(jī)的變工況模型，得出系統(tǒng)在初寒期余熱回收效果優(yōu)于嚴(yán)寒季的結(jié)論。戈志華等[10]提出當(dāng)量抽汽壓力的概念，以此評價(jià)不同供熱模式的能耗水平。米玉鴻等[11]構(gòu)建了亞臨界熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合吸收式熱泵系統(tǒng)，通過現(xiàn)場試驗(yàn)的方法對比投切熱泵后熱電廠煤耗率、廢棄排放量等指標(biāo)。張廣宇等[12]對配置吸收式熱泵的330 MW機(jī)組的熱電解耦性能及節(jié)能潛力進(jìn)行研究，結(jié)果表明在相同供熱條件下耦合熱泵后可以增大機(jī)組安全運(yùn)行區(qū)間，提高新能源消納比例，且隨著供熱量的增大，機(jī)組調(diào)峰性能改善效果更加明顯。寇相斌等[13]建立汽輪機(jī)模型和吸收式熱泵模型，使用等效焓降法分析汽輪機(jī)抽汽壓力及循環(huán)水溫度對供熱系統(tǒng)的影響，并得到了全廠凈利潤最大時(shí)的抽汽壓力和循環(huán)水溫度。現(xiàn)有文獻(xiàn)大多以含吸收式熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)工況為研究對象，對其與熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合后的實(shí)際運(yùn)行情況分析較少。在實(shí)際運(yùn)行中，600 MW純凝機(jī)組經(jīng)過供熱改造后，中壓缸抽汽壓力范圍在0.3～0.8 MPa之間。為避免熱泵現(xiàn)場運(yùn)行中出現(xiàn)結(jié)晶事故[14]和減緩溴化鋰溶液對換熱設(shè)備的腐蝕[15]，進(jìn)而提高機(jī)組整體運(yùn)行安全性，需要加裝減溫減壓器來調(diào)整蒸汽參數(shù)[16]。一方面，由于實(shí)際熱網(wǎng)供回水溫度等參數(shù)通常低于設(shè)計(jì)值，使得熱泵機(jī)組往往在變工況下運(yùn)行，雖然額定驅(qū)動熱源蒸汽壓力在0.3 MPa左右，但隨著機(jī)組出力的減小，驅(qū)動熱源蒸汽壓力需求會進(jìn)一步降低至0.2 MPa以下[17]；另一方面，受制于吸收式熱泵的性能，只能將熱網(wǎng)水加熱到70～80 ℃，無法直接達(dá)到供熱要求，還需要增設(shè)尖峰加熱器[18]，使用中壓缸減溫減壓后抽汽進(jìn)行換熱來提高熱網(wǎng)水溫度。吸收式熱泵本身能夠?qū)崿F(xiàn)余熱回收，但在實(shí)際運(yùn)行過程中也存在抽汽能量利用不充分的問題，具有較大的節(jié)能潛力。

綜上所述，筆者針對配置吸收式熱泵的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)供熱過程中損失較大的問題，使用背壓式小汽輪機(jī)回收減溫減壓器中的供熱抽汽余壓能，實(shí)現(xiàn)能量的梯級利用，并對比了改造前后系統(tǒng)的熱力學(xué)性能、節(jié)能機(jī)理及經(jīng)濟(jì)效益，以期對現(xiàn)有熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組供熱改造提供一定借鑒。

1 案例供熱系統(tǒng)

1.1 案例供熱系統(tǒng)機(jī)組介紹

案例供熱系統(tǒng)原理如圖1所示，該系統(tǒng)配置有1臺哈爾濱汽輪機(jī)廠制造的亞臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、空冷凝汽式600 MW汽輪機(jī)，其中①表示供熱抽汽疏水，②表示減溫水。該機(jī)組經(jīng)過中低壓缸連通管打孔、增設(shè)減溫減壓器、加裝蝶閥等供熱改造后對外抽汽供熱，并配置有吸收式熱泵機(jī)組及尖峰加熱器。供熱運(yùn)行方式為質(zhì)調(diào)節(jié)，設(shè)計(jì)熱網(wǎng)回水溫度為55 ℃，供水最高溫度為110 ℃。汽輪機(jī)的供熱抽汽(以下簡稱中排抽汽)從中壓缸排汽處抽出并分成2路:一路減溫減壓后進(jìn)入熱泵機(jī)組，作為驅(qū)動蒸汽驅(qū)動溴化鋰溶質(zhì)循環(huán)，回收乏汽余熱；另一路減溫減壓后直接進(jìn)入尖峰加熱器換熱，熱網(wǎng)回水依次經(jīng)過吸收式熱泵機(jī)組和尖峰加熱器后被加熱到熱網(wǎng)供水溫度。

圖1 案例供熱系統(tǒng)原理圖

1.2 案例供熱系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行情況分析

在實(shí)際生產(chǎn)中，現(xiàn)場技術(shù)人員首先根據(jù)供熱公司的實(shí)時(shí)調(diào)度指令設(shè)置熱網(wǎng)尖峰加熱器供水溫度，再按照供熱運(yùn)行規(guī)程設(shè)置熱泵機(jī)組的供水溫度。熱泵機(jī)組根據(jù)當(dāng)前汽源參數(shù)自動調(diào)節(jié)各閥門開度，直至其出口溫度達(dá)到預(yù)定值并穩(wěn)定運(yùn)行。根據(jù)案例供熱系統(tǒng)近三年的運(yùn)行數(shù)據(jù)，得到不同環(huán)境溫度下熱泵機(jī)組和尖峰加熱器供熱分配情況，如圖2所示。當(dāng)熱網(wǎng)供水溫度大于70 ℃時(shí)，尖峰加熱器介入供熱，且隨著環(huán)境溫度的降低，熱泵機(jī)組和尖峰加熱器供水溫度同步升高，根據(jù)熱泵機(jī)組實(shí)際性能，其最高可以將熱網(wǎng)回水加熱至80 ℃左右。

圖2 熱泵機(jī)組與尖峰加熱器供熱分配

從案例供熱系統(tǒng)歷史數(shù)據(jù)庫中選取2022年1月1日至2022年1月30日供熱極寒期數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。取10 K作為尖峰加熱器端差，并以該溫度的飽和壓力作為尖峰用汽壓力，得到中排抽汽壓力、驅(qū)動蒸汽壓力及尖峰用汽壓力的變化趨勢，如圖3所示。中排抽汽壓力在0.3～0.8 MPa范圍內(nèi)不斷變化，而熱泵機(jī)組驅(qū)動蒸汽及尖峰加熱器用汽所需壓力在供熱極寒期平均值分別僅為 0.14 MPa、0.11 MPa。中排抽汽分別與驅(qū)動蒸汽、尖峰用汽之間存在壓力不匹配的問題，供熱抽汽在減溫減壓過程中存在大量損失，其能量品質(zhì)利用不合理，因此案例供熱系統(tǒng)具有較大的節(jié)能優(yōu)化潛力。

圖3 案例供熱系統(tǒng)用汽壓力的變化趨勢

2 能量梯級利用系統(tǒng)設(shè)計(jì)

根據(jù)能量梯級利用原則，在案例供熱系統(tǒng)原有的熱泵機(jī)組、尖峰加熱器前分別增設(shè)背壓小汽輪機(jī)，對驅(qū)動汽源、尖峰加熱器抽汽的余壓進(jìn)行回收發(fā)電。由于小汽輪機(jī)排汽還存在較高的過熱度，為保證換熱設(shè)備安全運(yùn)行，還需使用原有減溫減壓器對蒸汽參數(shù)進(jìn)行微調(diào)[19]。新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)如圖4所示。

圖4 新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)原理圖

新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)的中排抽汽一路進(jìn)入熱泵機(jī)組前背壓小汽輪機(jī)，做功后蒸汽壓力降低至0.20 MPa，蒸汽經(jīng)過減溫減壓器微調(diào)后進(jìn)入熱泵機(jī)組；另一路進(jìn)入供熱尖峰加熱器前背壓小汽輪機(jī)，做功后蒸汽壓力降低至0.13 MPa，蒸汽再經(jīng)過原有減溫減壓器進(jìn)入尖峰加熱器進(jìn)行換熱。2臺背壓式小汽輪機(jī)分別帶動1臺高壓異步發(fā)電裝置發(fā)電，直接并入電廠高壓廠用電系統(tǒng)。設(shè)置2臺背壓式小汽輪機(jī)進(jìn)行余壓利用，可以在滿足熱泵機(jī)組和供熱尖峰加熱器不同抽汽品質(zhì)需求的前提下，減少中排抽汽在減溫減壓器中的節(jié)流損失，實(shí)現(xiàn)抽汽能級的梯級利用。

3 系統(tǒng)分析方法

3.1 熱力學(xué)第一定律分析參數(shù)

為了對比兩系統(tǒng)的能量利用情況，使用熱量法對熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組的供電量和供熱量進(jìn)行分?jǐn)俒20]。熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組總熱耗量Qtp為：

(1)

式中：qm,0和qm,rh分別為主蒸汽和再熱蒸汽的質(zhì)量流量，t/h；h0、hfw、hrh,0、hrh,c分別為主蒸汽焓、給水焓、再熱蒸汽焓和冷再熱蒸汽焓，kJ/kg；ηb、ηp分別為鍋爐效率和管道效率，分別取92.0%、99.5%。

熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組總供熱量包括熱泵機(jī)組供熱量Qtp,h1及尖峰加熱器供熱量Qtp,h2。

總供熱量Qtp,h為：

Qtp,h=Qtp,h1+Qtp,h2

(2)

熱泵機(jī)組供熱量為：

(3)

尖峰加熱器供熱量為：

(4)

根據(jù)熱量法可以得到分?jǐn)偤蟮臒犭娐?lián)產(chǎn)機(jī)組發(fā)電熱耗量[21]。

Qtp,e=Qtp-Qtp,h

(5)

式中：Qtp,e、Qtp,h分別為根據(jù)熱量法分配給供電和供熱的熱耗量，MW。

供電效率ηtp,e為：

(6)

式中：Pe、Pa分別為熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組的總發(fā)電功率和熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組的廠用電，MW。

燃料利用系數(shù)ηtp,h為：

(7)

供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率為：

(8)

式中：btp,e為供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率，g/(kW·h)。

溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組的熱平衡方程為：

Qg+Qe=Qa+Qc

(9)

(10)

式中：Qg、Qe、Qa、Qc分別為驅(qū)動蒸汽在發(fā)生器釋放的熱量、電廠空冷島乏汽在蒸發(fā)器釋放的熱量、熱網(wǎng)回水在吸收器吸收的熱量和熱網(wǎng)回水在冷凝器吸收的熱量，MW;CCOP為溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組的制熱性能系數(shù)。

3.2 熱力學(xué)第二定律分析參數(shù)

E=(H-H0)-T0(S-S0)

(11)

式中：E為工質(zhì)流動的焓，MW；H、H0分別為穩(wěn)定流動工質(zhì)入口和出口焓，kJ/kg；S、S0分別為穩(wěn)定流動工質(zhì)進(jìn)、出口的熵，kJ/(kg·K)；T0為環(huán)境溫度，K。

Ed=Ein-Eout

(12)

式中：Ed為供熱設(shè)備的損失，MW；Ein、Eout分別為系統(tǒng)的總輸入和輸出，MW。

(13)

式中：ηex系統(tǒng)總體的效率，%；Ee、Eh、Etot分別為供熱過程輸出的電能、供熱過程輸出的熱量以及供熱過程的總，MW。

3.3 經(jīng)濟(jì)分析指標(biāo)

為探究系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)效益和應(yīng)用前景，采用動態(tài)投資回收周期(D)和凈現(xiàn)值(N)來評價(jià)系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性[24]。

(14)

(15)

式中：k為項(xiàng)目的生命周期，a；y為機(jī)組生命周期中的年份；Cin和Cout分別為在第y年的現(xiàn)金流入和現(xiàn)金流出，元；idis為貼現(xiàn)率。

4 結(jié)果與討論

使用EBSILON軟件分別建立溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組模型和熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組模型[25]，并將模型仿真結(jié)果與不同工況下設(shè)計(jì)參數(shù)的平衡圖進(jìn)行對比驗(yàn)證，汽輪機(jī)模擬驗(yàn)證結(jié)果見表1。其中THA表示熱耗率驗(yàn)收。由表1可見，4個(gè)基準(zhǔn)工況下模型仿真得到的功率與設(shè)計(jì)值相對誤差在0.42%以內(nèi)，模型具有較高的可靠性。

表1 仿真計(jì)算驗(yàn)證

在熱泵機(jī)組各設(shè)備端差以及熱網(wǎng)水參數(shù)、驅(qū)動蒸汽參數(shù)、乏汽參數(shù)確定的情況下，根據(jù)溴化鋰溶液物性可以得到一組確定的熱泵性能指標(biāo)。熱泵機(jī)組的技術(shù)參數(shù)結(jié)果見表2。其中，仿真得到的熱泵制熱量、COP模型值與設(shè)計(jì)值的相對誤差分別為0.82%、0.94%，均在1%以內(nèi)。

表2 單臺溴化鋰吸收式熱泵的技術(shù)參數(shù)

4.1 系統(tǒng)主要參數(shù)

綜合考慮案例供熱系統(tǒng)整個(gè)供熱期實(shí)際運(yùn)行情況，選取的供熱基準(zhǔn)工況參數(shù)如表3所示。

表3 供熱基準(zhǔn)工況的技術(shù)參數(shù)

新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)中熱泵機(jī)組與尖峰加熱器前背壓式小汽輪機(jī)相對內(nèi)效率為80.0%，兩者排汽壓力分別為0.2 MPa、0.14 MPa，所帶動的高壓異步發(fā)電機(jī)效率為95.0%。取熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組75%THA負(fù)荷，對案例供熱系統(tǒng)和新型供熱系統(tǒng)進(jìn)行仿真計(jì)算，并分析其熱力學(xué)性能，結(jié)果見表4。

表4 案例供熱系統(tǒng)和新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)的熱力性能參數(shù)

4.2 熱力學(xué)第一定律分析

圖5給出了新型供熱系統(tǒng)相較于案例供熱系統(tǒng)各級抽汽質(zhì)量流量的變化對比。由于2臺背壓式小汽輪機(jī)利用供熱抽汽余壓發(fā)電，使得進(jìn)入減溫減壓器的供熱抽汽壓力、溫度降低，新型系統(tǒng)減溫水的質(zhì)量流量相比于原系統(tǒng)明顯減少。在主蒸汽質(zhì)量流量和供熱量保持不變的情況下，新型系統(tǒng)中排抽汽質(zhì)量流量增加30.16 t/h，進(jìn)入低壓缸的蒸汽質(zhì)量流量隨之減小，致使主機(jī)發(fā)電功率減小6.29 MW，但由于增設(shè)的熱泵機(jī)組及尖峰加熱器前背壓式小汽輪機(jī)可以帶動2臺異步發(fā)電機(jī)多發(fā)電能23.27 MW，補(bǔ)償廠用電后使得全廠總供電功率增加16.90 MW。新型系統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)熱效率和供電熱效率分別提高了1.40%和2.06%，全廠供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率下降了10.02 g/(kW·h)。可以看出，新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)具有明顯的節(jié)能效果。

圖5 各級蒸汽質(zhì)量流量的變化

為了揭示新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)的節(jié)能機(jī)理，圖6和圖7給出了案例系統(tǒng)和新型系統(tǒng)的能量流動過程。在兩系統(tǒng)中，輸入汽輪機(jī)的熱量不變。在供熱負(fù)荷及熱泵性能相同的條件下，新型系統(tǒng)的總供電功率相較于原系統(tǒng)增加了16.90 MW，減溫水的能量損失減少了0.91 MW，凝汽器的能量損失減少了16.80 MW。與原系統(tǒng)相比，新型系統(tǒng)效率的提升主要在于降低了總凝汽損失。

圖6 案例供熱系統(tǒng)能流圖

圖7 新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)能流圖

4.3 熱力學(xué)第二定律分析

圖8 案例供熱系統(tǒng)流圖

圖9 新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)流圖

為進(jìn)一步解釋新型余壓梯級利用供熱系統(tǒng)的節(jié)能機(jī)理，根據(jù)熱力學(xué)第二定律對配置背壓式小汽輪機(jī)后減溫減壓器內(nèi)的換熱過程進(jìn)行了圖形分析，如圖10和圖11所示。相較于案例供熱系統(tǒng)，新型系統(tǒng)尖峰加熱器和熱泵機(jī)組前減溫減壓器內(nèi)損失分別由12.85 MW、11.29 MW減小至2.70 MW、2.51 MW，降幅分別為10.15 MW和8.78 MW,損失比例分別降低了78.99%和77.77%，節(jié)能效果顯著。

圖10 尖峰加熱器前減溫減壓器圖像分析

圖11 熱泵機(jī)組前減溫減壓器圖像分析

4.4 經(jīng)濟(jì)性分析

新型余壓梯級利用系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性分析基本參數(shù)見表5。其中，新型系統(tǒng)投資主要包括設(shè)備購置成本和運(yùn)行維護(hù)成本[26]。

表5 經(jīng)濟(jì)性分析基本參數(shù)

項(xiàng)目的最主要收入來源為2臺背壓式小汽輪機(jī)的額外發(fā)電。新型余壓梯級系統(tǒng)方案的動態(tài)回收周期僅為3.27 a，全生命周期內(nèi)的凈現(xiàn)值有望達(dá)到13 924.22萬元，證明新系統(tǒng)具有良好的應(yīng)用前景。

4.5 靈敏度分析

在供熱系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行中，熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組的供電、供熱負(fù)荷經(jīng)常變化，導(dǎo)致中排壓力及熱網(wǎng)供回水溫度也隨之改變，這2個(gè)參數(shù)直接影響新系統(tǒng)中增設(shè)的背壓式小汽輪機(jī)及熱泵機(jī)組的性能。因此，需建立配置吸收式熱泵機(jī)組的供熱系統(tǒng)變工況模型，分析供電負(fù)荷和熱網(wǎng)供水溫度對新系統(tǒng)和案例系統(tǒng)供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率的影響。

圖12給出了在熱網(wǎng)供、回水溫度和熱泵出水溫度分別為85 ℃、45 ℃和73.75 ℃，且供熱負(fù)荷為358.29 MW下，案例系統(tǒng)與新系統(tǒng)供電負(fù)荷變化時(shí)的熱力性能特性。隨著供電負(fù)荷的增加，兩系統(tǒng)供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率均上升，但兩者差值隨著供電負(fù)荷的增加而減小，這說明隨著機(jī)組供電負(fù)荷降低，新型余壓梯級利用系統(tǒng)的節(jié)能優(yōu)勢變大。

圖12 供電負(fù)荷與供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率的關(guān)系曲線

圖13給出了中排抽汽壓力為0.6 MPa時(shí)，案例系統(tǒng)和新型系統(tǒng)供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率隨熱網(wǎng)供水溫度的變化曲線。當(dāng)供熱負(fù)荷增加時(shí)，熱網(wǎng)供、回水溫度及熱泵出水溫度同時(shí)增加，兩系統(tǒng)的供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率均呈下降趨勢；當(dāng)供、回水溫度分別由60 ℃、40 ℃增大至100 ℃、48 ℃，而熱泵出水溫度由60 ℃增大至77.5 ℃時(shí)，兩系統(tǒng)的供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率差值從3.52 g/(kW·h)增加至11.68 g/(kW·h)；當(dāng)供水溫度高于70 ℃并啟動尖峰加熱器后，新型余壓梯級利用系統(tǒng)的節(jié)能效果進(jìn)一步提高。

圖13 熱網(wǎng)供水溫度與供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率的關(guān)系曲線

5 結(jié) 論

(1) 在基準(zhǔn)供熱工況下，應(yīng)用新型余壓梯級利用系統(tǒng)后熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組的供電功率提高16.90 MW，供電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率下降10.02 g/(kW·h)，供電熱效率升高2.06%，熱電聯(lián)產(chǎn)熱效率上升1.40%。

(2) 與案例供熱系統(tǒng)相比，新型余壓梯級利用系統(tǒng)將驅(qū)動汽源與熱網(wǎng)尖峰加熱器抽汽的過剩壓力轉(zhuǎn)化為電能，使蒸汽的能量利用更加合理，效率由60.11%提高到73.93%，尖峰加熱器和熱泵機(jī)組前減溫減壓器內(nèi)損失分別減少10.15 MW和8.78 MW。

(3) 余壓梯級利用方案的動態(tài)回收周期僅為3.27 a，全生命周期內(nèi)的凈現(xiàn)值有望達(dá)到13 924.22萬元，證明系統(tǒng)具有良好的應(yīng)用前景。

(4) 隨著機(jī)組供電負(fù)荷的降低，熱網(wǎng)供、回水溫度的增加，新型余壓利梯級利用系統(tǒng)的節(jié)能效果逐漸提高。