配置吸收式热泵的余压梯级利用供热系统优化设计

2023-02-22周家辉邓庚庚汪茹康刘文毅王永旭

动力工程学报 2023年2期

周家辉，邓庚庚，汪茹康，徐钢，刘文毅，王永旭

(1．华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京 102206；2．通辽发电总厂有限责任公司，内蒙古通辽 028000)

随着我国城镇化发展的不断加速，北方地区冬季集中供暖面积逐年增加。为了满足日益增长的热负荷需求，同时减少化石能源消耗，加快实现双碳战略目标[1-2]，近年来高背压供热[3]、耦合吸收式热泵供热[4]、蒸汽引射器供热[5]、增设背压机[6]等余热余压利用技术在热电厂中得到了广泛应用。

目前，国内外学者对吸收式热泵的研究主要包括本体热力学模型的建立与变工况分析、系统的热经济性与调峰能力研究、耦合其他余压余热技术的供热灵活性改造3个方面[7]。胡乔良等[8]使用Matlab软件建立吸收式热泵的热力学模型，结果表明随着热负荷的增加，热泵性能系数下降。郭中旭等[9]使用Ebsilon软件建立热泵与汽轮机的变工况模型，得出系统在初寒期余热回收效果优于严寒季的结论。戈志华等[10]提出当量抽汽压力的概念，以此评价不同供热模式的能耗水平。米玉鸿等[11]构建了亚临界热电联产机组耦合吸收式热泵系统，通过现场试验的方法对比投切热泵后热电厂煤耗率、废弃排放量等指标。张广宇等[12]对配置吸收式热泵的330 MW机组的热电解耦性能及节能潜力进行研究，结果表明在相同供热条件下耦合热泵后可以增大机组安全运行区间，提高新能源消纳比例，且随着供热量的增大，机组调峰性能改善效果更加明显。寇相斌等[13]建立汽轮机模型和吸收式热泵模型，使用等效焓降法分析汽轮机抽汽压力及循环水温度对供热系统的影响，并得到了全厂净利润最大时的抽汽压力和循环水温度。现有文献大多以含吸收式热泵系统的设计工况为研究对象，对其与热电联产机组耦合后的实际运行情况分析较少。在实际运行中，600 MW纯凝机组经过供热改造后，中压缸抽汽压力范围在0.3～0.8 MPa之间。为避免热泵现场运行中出现结晶事故[14]和减缓溴化锂溶液对换热设备的腐蚀[15]，进而提高机组整体运行安全性，需要加装减温减压器来调整蒸汽参数[16]。一方面，由于实际热网供回水温度等参数通常低于设计值，使得热泵机组往往在变工况下运行，虽然额定驱动热源蒸汽压力在0.3 MPa左右，但随着机组出力的减小，驱动热源蒸汽压力需求会进一步降低至0.2 MPa以下[17]；另一方面，受制于吸收式热泵的性能，只能将热网水加热到70～80 ℃，无法直接达到供热要求，还需要增设尖峰加热器[18]，使用中压缸减温减压后抽汽进行换热来提高热网水温度。吸收式热泵本身能够实现余热回收，但在实际运行过程中也存在抽汽能量利用不充分的问题，具有较大的节能潜力。

综上所述，笔者针对配置吸收式热泵的热电联产系统供热过程中损失较大的问题，使用背压式小汽轮机回收减温减压器中的供热抽汽余压能，实现能量的梯级利用，并对比了改造前后系统的热力学性能、节能机理及经济效益，以期对现有热电联产机组供热改造提供一定借鉴。

1 案例供热系统

1.1 案例供热系统机组介绍

案例供热系统原理如图1所示，该系统配置有1台哈尔滨汽轮机厂制造的亚临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽、空冷凝汽式600 MW汽轮机，其中①表示供热抽汽疏水，②表示减温水。该机组经过中低压缸连通管打孔、增设减温减压器、加装蝶阀等供热改造后对外抽汽供热，并配置有吸收式热泵机组及尖峰加热器。供热运行方式为质调节，设计热网回水温度为55 ℃，供水最高温度为110 ℃。汽轮机的供热抽汽(以下简称中排抽汽)从中压缸排汽处抽出并分成2路:一路减温减压后进入热泵机组，作为驱动蒸汽驱动溴化锂溶质循环，回收乏汽余热；另一路减温减压后直接进入尖峰加热器换热，热网回水依次经过吸收式热泵机组和尖峰加热器后被加热到热网供水温度。

图1 案例供热系统原理图

1.2 案例供热系统实际运行情况分析

在实际生产中，现场技术人员首先根据供热公司的实时调度指令设置热网尖峰加热器供水温度，再按照供热运行规程设置热泵机组的供水温度。热泵机组根据当前汽源参数自动调节各阀门开度，直至其出口温度达到预定值并稳定运行。根据案例供热系统近三年的运行数据，得到不同环境温度下热泵机组和尖峰加热器供热分配情况，如图2所示。当热网供水温度大于70 ℃时，尖峰加热器介入供热，且随着环境温度的降低，热泵机组和尖峰加热器供水温度同步升高，根据热泵机组实际性能，其最高可以将热网回水加热至80 ℃左右。

图2 热泵机组与尖峰加热器供热分配

从案例供热系统历史数据库中选取2022年1月1日至2022年1月30日供热极寒期数据进行分析。取10 K作为尖峰加热器端差，并以该温度的饱和压力作为尖峰用汽压力，得到中排抽汽压力、驱动蒸汽压力及尖峰用汽压力的变化趋势，如图3所示。中排抽汽压力在0.3～0.8 MPa范围内不断变化，而热泵机组驱动蒸汽及尖峰加热器用汽所需压力在供热极寒期平均值分别仅为 0.14 MPa、0.11 MPa。中排抽汽分别与驱动蒸汽、尖峰用汽之间存在压力不匹配的问题，供热抽汽在减温减压过程中存在大量损失，其能量品质利用不合理，因此案例供热系统具有较大的节能优化潜力。

图3 案例供热系统用汽压力的变化趋势

2 能量梯级利用系统设计

根据能量梯级利用原则，在案例供热系统原有的热泵机组、尖峰加热器前分别增设背压小汽轮机，对驱动汽源、尖峰加热器抽汽的余压进行回收发电。由于小汽轮机排汽还存在较高的过热度，为保证换热设备安全运行，还需使用原有减温减压器对蒸汽参数进行微调[19]。新型余压梯级利用供热系统如图4所示。

图4 新型余压梯级利用供热系统原理图

新型余压梯级利用供热系统的中排抽汽一路进入热泵机组前背压小汽轮机，做功后蒸汽压力降低至0.20 MPa，蒸汽经过减温减压器微调后进入热泵机组；另一路进入供热尖峰加热器前背压小汽轮机，做功后蒸汽压力降低至0.13 MPa，蒸汽再经过原有减温减压器进入尖峰加热器进行换热。2台背压式小汽轮机分别带动1台高压异步发电装置发电，直接并入电厂高压厂用电系统。设置2台背压式小汽轮机进行余压利用，可以在满足热泵机组和供热尖峰加热器不同抽汽品质需求的前提下，减少中排抽汽在减温减压器中的节流损失，实现抽汽能级的梯级利用。

3 系统分析方法

3.1 热力学第一定律分析参数

为了对比两系统的能量利用情况，使用热量法对热电联产机组的供电量和供热量进行分摊[20]。热电联产机组总热耗量Qtp为：

(1)

式中：qm,0和qm,rh分别为主蒸汽和再热蒸汽的质量流量，t/h；h0、hfw、hrh,0、hrh,c分别为主蒸汽焓、给水焓、再热蒸汽焓和冷再热蒸汽焓，kJ/kg；ηb、ηp分别为锅炉效率和管道效率，分别取92.0%、99.5%。

热电联产机组总供热量包括热泵机组供热量Qtp,h1及尖峰加热器供热量Qtp,h2。

总供热量Qtp,h为：

Qtp,h=Qtp,h1+Qtp,h2

(2)

热泵机组供热量为：

(3)

尖峰加热器供热量为：

(4)

根据热量法可以得到分摊后的热电联产机组发电热耗量[21]。

Qtp,e=Qtp-Qtp,h

(5)

式中：Qtp,e、Qtp,h分别为根据热量法分配给供电和供热的热耗量，MW。

供电效率ηtp,e为：

(6)

式中：Pe、Pa分别为热电联产机组的总发电功率和热电联产机组的厂用电，MW。

燃料利用系数ηtp,h为：

(7)

供电标准煤耗率为：

(8)

式中：btp,e为供电标准煤耗率，g/(kW·h)。

溴化锂吸收式热泵机组的热平衡方程为：

Qg+Qe=Qa+Qc

(9)

(10)

式中：Qg、Qe、Qa、Qc分别为驱动蒸汽在发生器释放的热量、电厂空冷岛乏汽在蒸发器释放的热量、热网回水在吸收器吸收的热量和热网回水在冷凝器吸收的热量，MW;CCOP为溴化锂吸收式热泵机组的制热性能系数。

3.2 热力学第二定律分析参数

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

(11)

式中：E为工质流动的焓，MW；H、H0分别为稳定流动工质入口和出口焓，kJ/kg；S、S0分别为稳定流动工质进、出口的熵，kJ/(kg·K)；T0为环境温度，K。

Ed=Ein-Eout

(12)

式中：Ed为供热设备的损失，MW；Ein、Eout分别为系统的总输入和输出，MW。

(13)

式中：ηex系统总体的效率，%；Ee、Eh、Etot分别为供热过程输出的电能、供热过程输出的热量以及供热过程的总，MW。

3.3 经济分析指标

为探究系统的经济效益和应用前景，采用动态投资回收周期(D)和净现值(N)来评价系统的经济性[24]。

(14)

(15)

式中：k为项目的生命周期，a；y为机组生命周期中的年份；Cin和Cout分别为在第y年的现金流入和现金流出，元；idis为贴现率。

4 结果与讨论

使用EBSILON软件分别建立溴化锂吸收式热泵机组模型和热电联产机组模型[25]，并将模型仿真结果与不同工况下设计参数的平衡图进行对比验证，汽轮机模拟验证结果见表1。其中THA表示热耗率验收。由表1可见，4个基准工况下模型仿真得到的功率与设计值相对误差在0.42%以内，模型具有较高的可靠性。

表1 仿真计算验证

在热泵机组各设备端差以及热网水参数、驱动蒸汽参数、乏汽参数确定的情况下，根据溴化锂溶液物性可以得到一组确定的热泵性能指标。热泵机组的技术参数结果见表2。其中，仿真得到的热泵制热量、COP模型值与设计值的相对误差分别为0.82%、0.94%，均在1%以内。

表2 单台溴化锂吸收式热泵的技术参数

4.1 系统主要参数

综合考虑案例供热系统整个供热期实际运行情况，选取的供热基准工况参数如表3所示。

表3 供热基准工况的技术参数

新型余压梯级利用供热系统中热泵机组与尖峰加热器前背压式小汽轮机相对内效率为80.0%，两者排汽压力分别为0.2 MPa、0.14 MPa，所带动的高压异步发电机效率为95.0%。取热电联产机组75%THA负荷，对案例供热系统和新型供热系统进行仿真计算，并分析其热力学性能，结果见表4。

表4 案例供热系统和新型余压梯级利用供热系统的热力性能参数

4.2 热力学第一定律分析

图5给出了新型供热系统相较于案例供热系统各级抽汽质量流量的变化对比。由于2台背压式小汽轮机利用供热抽汽余压发电，使得进入减温减压器的供热抽汽压力、温度降低，新型系统减温水的质量流量相比于原系统明显减少。在主蒸汽质量流量和供热量保持不变的情况下，新型系统中排抽汽质量流量增加30.16 t/h，进入低压缸的蒸汽质量流量随之减小，致使主机发电功率减小6.29 MW，但由于增设的热泵机组及尖峰加热器前背压式小汽轮机可以带动2台异步发电机多发电能23.27 MW，补偿厂用电后使得全厂总供电功率增加16.90 MW。新型系统热电联产热效率和供电热效率分别提高了1.40%和2.06%，全厂供电标准煤耗率下降了10.02 g/(kW·h)。可以看出，新型余压梯级利用供热系统具有明显的节能效果。

图5 各级蒸汽质量流量的变化

为了揭示新型余压梯级利用供热系统的节能机理，图6和图7给出了案例系统和新型系统的能量流动过程。在两系统中，输入汽轮机的热量不变。在供热负荷及热泵性能相同的条件下，新型系统的总供电功率相较于原系统增加了16.90 MW，减温水的能量损失减少了0.91 MW，凝汽器的能量损失减少了16.80 MW。与原系统相比，新型系统效率的提升主要在于降低了总凝汽损失。

图6 案例供热系统能流图

图7 新型余压梯级利用供热系统能流图

4.3 热力学第二定律分析

图8 案例供热系统流图

图9 新型余压梯级利用供热系统流图

为进一步解释新型余压梯级利用供热系统的节能机理，根据热力学第二定律对配置背压式小汽轮机后减温减压器内的换热过程进行了图形分析，如图10和图11所示。相较于案例供热系统，新型系统尖峰加热器和热泵机组前减温减压器内损失分别由12.85 MW、11.29 MW减小至2.70 MW、2.51 MW，降幅分别为10.15 MW和8.78 MW,损失比例分别降低了78.99%和77.77%，节能效果显著。

图10 尖峰加热器前减温减压器图像分析

图11 热泵机组前减温减压器图像分析

4.4 经济性分析

新型余压梯级利用系统的经济性分析基本参数见表5。其中，新型系统投资主要包括设备购置成本和运行维护成本[26]。

表5 经济性分析基本参数

项目的最主要收入来源为2台背压式小汽轮机的额外发电。新型余压梯级系统方案的动态回收周期仅为3.27 a，全生命周期内的净现值有望达到13 924.22万元，证明新系统具有良好的应用前景。

4.5 灵敏度分析

在供热系统实际运行中，热电联产机组的供电、供热负荷经常变化，导致中排压力及热网供回水温度也随之改变，这2个参数直接影响新系统中增设的背压式小汽轮机及热泵机组的性能。因此，需建立配置吸收式热泵机组的供热系统变工况模型，分析供电负荷和热网供水温度对新系统和案例系统供电标准煤耗率的影响。

图12给出了在热网供、回水温度和热泵出水温度分别为85 ℃、45 ℃和73.75 ℃，且供热负荷为358.29 MW下，案例系统与新系统供电负荷变化时的热力性能特性。随着供电负荷的增加，两系统供电标准煤耗率均上升，但两者差值随着供电负荷的增加而减小，这说明随着机组供电负荷降低，新型余压梯级利用系统的节能优势变大。

图12 供电负荷与供电标准煤耗率的关系曲线

图13给出了中排抽汽压力为0.6 MPa时，案例系统和新型系统供电标准煤耗率随热网供水温度的变化曲线。当供热负荷增加时，热网供、回水温度及热泵出水温度同时增加，两系统的供电标准煤耗率均呈下降趋势；当供、回水温度分别由60 ℃、40 ℃增大至100 ℃、48 ℃，而热泵出水温度由60 ℃增大至77.5 ℃时，两系统的供电标准煤耗率差值从3.52 g/(kW·h)增加至11.68 g/(kW·h)；当供水温度高于70 ℃并启动尖峰加热器后，新型余压梯级利用系统的节能效果进一步提高。