趙 嘉

（浙江浙能樂清發(fā)電有限責(zé)任公司，浙江 樂清 325600）

0 引言

近年來，隨著經(jīng)濟的快速發(fā)展以及人們生活水平的提高，各國對能源的需求量日益增加。能源的儲存量直接關(guān)乎每個國家的經(jīng)濟發(fā)展[1-2]，目前，全球能源資源面臨快速開采和枯竭的問題，加之環(huán)境污染嚴(yán)重，生態(tài)環(huán)境遭到破壞，全球能源面臨著巨大挑戰(zhàn)[3-4]。因此，如何有效開發(fā)和利用新能源成為首當(dāng)其沖的關(guān)鍵問題[5]。

煤炭是我國的主導(dǎo)型資源，它在造福社會的同時也產(chǎn)生了很多負(fù)面影響[6-9]。目前中國煤炭資源短缺，且發(fā)電廠能源利用率不高，因此如何發(fā)揮發(fā)電廠內(nèi)部潛力成為當(dāng)前研究的重點[10-13]。

在我國，一般發(fā)電廠都選用壓縮式、吸收式或壓縮-吸收復(fù)合式熱泵技術(shù)回收低溫循環(huán)水中的能量供熱[14-15]。其中壓縮式熱泵通常選用電能作為驅(qū)動能源，但是由于電能是二次能源，蒸汽是一次能源，從一次能源到二次能源的轉(zhuǎn)換過程中能量必然有一定的損失，因此經(jīng)濟性不高。針對這一問題，本文提出選用再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱，以期達(dá)到節(jié)約能源、提高發(fā)電廠經(jīng)濟性的目的。

1 幾種熱泵的經(jīng)濟性理論分析

1.1 蒸汽壓縮式熱泵

蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵能量的走向如圖1所示。其中，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器是二級加熱系統(tǒng)，它的熱源是熱泵的排汽。COPe的計算過程如下：

式中：COPe為有效制熱系數(shù)；為總輸入熱量；為系統(tǒng)總制熱量；η為蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵的機械效率；分別為各級加熱系統(tǒng)的輸入熱量；分別為各級加熱系統(tǒng)的輸出熱量；COPy為壓縮式熱泵的制熱系數(shù)。

圖1 蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵中能量走向

可以看出，COPy越大，COPe也越大；當(dāng)COPy＞1/η 時， COPe＞1。

1.2 電壓縮式熱泵

電驅(qū)動壓縮式熱泵能量走向如圖2所示。其中，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器仍是二級加熱系統(tǒng)。與蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵不同的是驅(qū)動能源的差別，電驅(qū)動壓縮式熱泵的驅(qū)動能源是經(jīng)過熱/電轉(zhuǎn)換的電能，由電能對熱泵做功。COPe計算過程如下：

式中：W為輸入熱泵的電能；k為功熱轉(zhuǎn)換系數(shù)，即蒸汽做功量與蒸汽放熱量的比值。

可以看出，COPy越大，COPe也越大；當(dāng)COPy＞1/k 時， COPe＞1。

圖2 電能驅(qū)動壓縮式熱泵中能量走向

一般蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵的機械效率η在97%左右，315 MW純凝式改抽汽機組供熱蒸汽的功熱轉(zhuǎn)換系數(shù)k約為0.29。當(dāng)外界條件相同時，電壓縮式熱泵和蒸汽壓縮式熱泵的COPy數(shù)值相差不大，對比以上2種熱泵的COPe計算公式可以看出，選用蒸汽直接驅(qū)動壓縮式熱泵的經(jīng)濟性比電能驅(qū)動壓縮式熱泵的經(jīng)濟性高，且具有顯著的優(yōu)點。

1.3 吸收式熱泵

吸收式熱泵中能量走向如圖3所示，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器是二級加熱系統(tǒng)。COPe計算過程如下：

式中：COPx為吸收式熱泵的制熱系數(shù)；ql為減溫減壓過程損失的熱量。

圖3 吸收式熱泵中能量走向

1.4 壓縮-吸收復(fù)合式熱泵

壓縮-吸收復(fù)合式熱泵中能量走向如圖4所示。2種熱泵在汽側(cè)串聯(lián)、水側(cè)并聯(lián)，同時加熱熱網(wǎng)回水，是一級加熱系統(tǒng)，然后熱網(wǎng)回水再經(jīng)過二次加熱系統(tǒng)（汽水換熱器）進行第二次加溫，COPe計算過程如下：

圖4 復(fù)合式熱泵中能量走向

1.5 經(jīng)濟性對比分析

根據(jù)某發(fā)電廠提供的基礎(chǔ)參數(shù)，計算幾種熱泵的COPe值并進行對比分析。額定供熱工況下，該機組的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 機組額定供熱工況下相關(guān)參數(shù)

在采暖需熱量為100 MW、總制熱量為100 MW、供水溫度為110℃、回水溫度為55℃的條件下，4種熱泵一、二級加熱系統(tǒng)的輸入熱量、輸出熱量和有效制熱系數(shù)見表2。

由表2可以看出，蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵系統(tǒng)的有效制熱系數(shù)明顯優(yōu)于其他熱泵系統(tǒng)，其次是復(fù)合式和吸收式熱泵，電壓縮式熱泵最低。

2 熱泵實際應(yīng)用的經(jīng)濟性分析

由于低真空供熱技術(shù)不適合該發(fā)電廠實際運行，因此只對壓縮式和吸收式熱泵的供熱方案進行了對比，初步投資分析如表3所示。對于壓縮式與吸收式熱泵而言，其循環(huán)冷卻水系統(tǒng)、驅(qū)動蒸汽系統(tǒng)及熱網(wǎng)循環(huán)水系統(tǒng)的配置基本接近，故在投資分析時僅比較熱泵機組的投資。由表3可知，2種方案投資回收期均較短，其中吸收式熱泵機組供熱方案投資回收期最短，這是因為吸收式熱泵機組的設(shè)備投資較低，僅為壓縮式熱泵機組的60%左右。

表2 供熱系統(tǒng)的輸入熱量、輸出熱量和有效制熱系數(shù)

表3 投資收益

然而，對吸收式熱泵機組而言，凝汽器循環(huán)水溫度的選擇對效率有十分重要的影響。凝汽器出口的循環(huán)水為熱泵的熱源水，熱泵出口的熱源水溫度為凝汽器循環(huán)水進口溫度，眾所周知，熱泵熱源水的進口水溫越高，其中可以提取的熱量就越多，熱泵的效率越高；但熱源水溫度的提高，致使機組凝汽器背壓提高，導(dǎo)致機組發(fā)電量減少，雖然機組發(fā)電量減少的效益少于熱泵在循環(huán)水余熱中提取的熱量，但是過高的背壓會影響機組的安全性，因此選擇合適的熱泵進口熱源水溫度非常關(guān)鍵。

據(jù)汽輪機相關(guān)運行說明，機組最大運行背壓約為18.6 kPa，初步計算，機組在凝汽器進口循環(huán)水溫度為29℃、出口水溫度為35℃時，背壓已經(jīng)超過10 kPa，較冬季常規(guī)運行背壓有較大提升，背壓的提升將嚴(yán)重影響機組熱耗，進而影響機組發(fā)電煤耗。根據(jù)汽輪機背壓對于熱耗的修正曲線，在背壓由4.9 kPa上升至約10 kPa時，機組的熱耗率將至少上升4%，對應(yīng)機組煤耗上升12 g/kWh以上，這將對機組的效率及性能指標(biāo)造成一定的負(fù)面影響，該部分燃煤量的增長受機組運行情況及負(fù)荷等多方面因素的影響，無法有效量化，但熱泵回收余熱帶來的煤耗降低將受到背壓升高、熱耗上升的抵消。此外，隨著投運時間的增長，吸收式熱泵機組的效率即COPx值會由于真空降低、系統(tǒng)循環(huán)效率降低等原因存在一定衰減，這也將顯著影響機組的整體效率。

綜上所述，壓縮式熱泵能夠有效提升機組效率且對機組背壓并無特殊限制，有利于降低煤耗獲得更好的投資收益，因此采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵機組回收余熱是最優(yōu)方案，其經(jīng)濟性指標(biāo)如表4所示。

表4 壓縮式熱泵供熱方案經(jīng)濟性指標(biāo)

3 壓縮式熱泵驅(qū)動能源選擇

目前，在我國以蒸汽作為驅(qū)動能源的設(shè)備都是利用差壓（即汽輪機的富余壓力差）抽取，但新建機組并沒有富余壓力，所以熱泵的驅(qū)動能源來源問題是研究的關(guān)鍵。本文選擇再熱蒸汽作為熱泵的驅(qū)動能源，這是由于再熱蒸汽的蒸汽參數(shù)最為合適，溫度和壓力比較低，壓力僅為過熱蒸汽的1/5，不需要進行減溫減壓處理，所以沒有能量損失。另一方面，采用再熱蒸汽作為熱泵驅(qū)動能源對機組的影響很小，尤其是對鍋爐的影響微乎其微，這是因為與鍋爐的過熱蒸汽量相比，每小時幾十噸的抽汽占比很小，因此不會影響機組的安全運行。

目前發(fā)電廠驅(qū)動蒸汽為輔助蒸汽，單臺機組蒸汽滿足1臺壓縮式熱泵機組需求，根據(jù)熱泵廠家和汽輪機廠家計算，若采用再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵機組，則需再熱蒸汽流量65 t/h。若抽取65 t/h的再熱蒸汽，則會導(dǎo)致回到鍋爐再熱器的再熱蒸汽流量降低，再熱蒸汽溫度可能超溫。由于過熱器和再熱器吸熱比例已經(jīng)固定，為了維持發(fā)電功率不變，需要增加再熱蒸汽流量，但再熱器前的減溫噴水是按事故噴水設(shè)計的，正常工況下應(yīng)盡量不噴或少噴，因此應(yīng)先考慮加大給水量來增加主蒸汽流量，適當(dāng)調(diào)整煙氣擋板，最后根據(jù)再熱蒸汽的溫度適量噴水。針對這種情況，提出3個通過再熱器噴水補充再熱蒸汽的方案，分別是噴水減溫器在再熱器前噴水、在過熱器前噴水、在過熱器和再熱器前同時按比例噴水。下面對3個方案進行分析并計算其增加的煤耗量。

3.1 方案1：再熱器前噴水

為了補充65 t/h的再熱蒸汽，再熱器前需噴減溫水65 t/h，對汽輪機的高壓缸和主蒸汽不作任何改動。

結(jié)合額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，噴水參數(shù)為：P1=3.825 MPa，T1=32.5℃，查電子焓熵圖可知H1=139.54 kJ/kg；再熱器出口蒸汽參數(shù)為：P2=3.446 MPa，T2=537℃，查電子焓熵圖可知H2=3 064.5 kJ/kg。則再熱器處工質(zhì)焓值變化為：ΔH=H2-H1=2 924.96 kJ/kg。

忽略鍋爐效率和再熱器處換熱效率等因素，計算再熱器處換熱量的變化，增加煤耗量ΔB=ΔD×ΔH/29 310，其中ΔD為增加的再熱蒸汽量，取65 t/h。 解得ΔB=6.49 t/h。

3.2 方案2：過熱器前噴水

對再熱器處不作改動，增加主蒸汽量，抽取65 t/h的再熱蒸汽，汽輪機發(fā)電功率不變。結(jié)合額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，平均每噸過熱蒸汽的發(fā)電量Pe=P0/D0，其中P0為高壓缸發(fā)電功率，取106.77 kW；D0為主蒸汽量，取964.38 t/h。解得Pe=398.57 kJ/t。

平均每噸再熱蒸汽的發(fā)電量 Pe′=（P1+P2）/D1，其中P1為中壓缸發(fā)電功率，取88.29 kW；P2為低壓缸發(fā)電功率，取145.49 kW；D1為再熱蒸汽量，取 810.13 t/h。解得 Pe′=1 038.86 kJ/t。

抽出65 t/h的再熱蒸汽，則減少發(fā)電量P減=Pe′×65=67 525.9 kJ/h。

為維持汽輪機發(fā)電功率不變，令增加的主蒸汽量為x，則高壓缸增加的發(fā)電量與中低壓缸損失的發(fā)電量平衡， 即 Pe·x=Pe′×（65-x）， 解得 x=46.98 t/h。因此在抽取65 t/h再熱蒸汽的基礎(chǔ)上，可增加46.98 t/h過熱蒸汽以維持汽輪機發(fā)電功率不變。

在過熱器前噴水，噴水參數(shù)為：P1′=20.7 MPa，T1′=32.5℃，查電子焓熵圖可知 H1′=154.71 kJ/kg；過熱器出口參數(shù)： 由 P2′=16.7 MPa， T2′=537℃， 可知 H2′=3 394.12 kJ/kg。

由于過熱蒸汽量增加46.98 t/h，再熱蒸汽流量也隨之增加，再熱器出口流量D再熱=（D0+46.98）/D0×D1=849.61 t/h， 再熱蒸汽流量變化 ΔD過熱=D再熱-D1=39.48 t/h。

根據(jù)現(xiàn)場調(diào)研得到額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，再熱蒸汽出口焓值再熱蒸汽入口焓值因此再熱蒸汽焓變

3.3 方案3：過熱器和再熱器前按比例噴水

在過熱器和再熱器前按比例同時噴水，使得再熱蒸汽流量增加。因為在抽取65 t/h再熱蒸汽的基礎(chǔ)上，可增加46.98 t/h過熱蒸汽以維持汽輪機發(fā)電功率不變，所以過熱器和再熱器吸熱比例為1:1.38。再熱器前的噴水減溫可調(diào)節(jié)量為40 t/h，所以計劃噴水30 t/h，為了得到65 t/h的再熱蒸汽，則需要增加的主蒸汽量ΔD=（65-30）/1.38=25.36 t/h。

因此，為了維持發(fā)電功率不變，抽取65 t/h的再熱蒸汽驅(qū)動熱泵供熱，則需要增加主蒸汽流量為，增加再熱蒸汽流量為30 t/h。

每增加1 t/h的過熱蒸汽，就會增加0.84 t/h的再熱蒸汽，所以增加25.36 t/h的過熱蒸汽，就會增加的再熱蒸汽，這部分蒸汽的焓升由于主蒸汽增加而導(dǎo)致再熱器煤耗量增加解得ΔB2=355.87 kg/h。

綜上所述，方案1在再熱器前需噴減溫水65 t/h，增加煤耗量6.49 t/h；方案2在過熱器前需噴水46.98 t/h，增加煤耗量6.24 t/h；方案3需增加25.36 t/h的過熱蒸汽和30 t/h的再熱蒸汽，增加的煤耗量為6.17 t/h。因此，應(yīng)該選擇增加主蒸汽量的同時增加再熱蒸汽量的方式來維持汽輪機發(fā)電功率保持不變。一方面，該方式增加的煤耗量最低，經(jīng)濟性最高；另一方面，該方式不但可以減少因增加主蒸汽流量對高壓缸的影響，又能滿足再熱器噴水減溫器的技術(shù)要求，同時保證再熱熱段蒸汽溫度不超過設(shè)計值，不會影響機組連續(xù)安全運行。

4 投資收益

對蒸汽壓縮式熱泵供熱技術(shù)進行靜態(tài)投資核算，結(jié)合該發(fā)電廠實際情況以及各廠家報表，該工程總投資為6 841萬元，其中設(shè)備購置1 248萬元，安裝工程費973萬元，其他費用484萬元。另外，可抵扣增值稅837萬元。

利用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵后，年增加的供熱量ΔQ=QaverT，其中T為供熱時間，取4 416 h。解得 Qaver=1.68×106GJ。

根據(jù)原始數(shù)據(jù)，計算改造后各項經(jīng)濟性指標(biāo)，其中標(biāo)價煤656元/t，成本電價327.459元/MW時，售熱價格32元/GJ。所得稅率25%，計算期為20年，折舊年限為10年，大修理率2%。主要財務(wù)經(jīng)濟效益指標(biāo)如表5所示。

可以看出，采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱技術(shù)總投資約6 841萬元，改造后各項經(jīng)濟效益指標(biāo)較高，整個項目的投資收益率達(dá)到28.30%，投資回收期短，各項經(jīng)濟效益指標(biāo)達(dá)到了期望值，有一定的抗風(fēng)險能力，因此項目在財務(wù)上是可行的，可提高發(fā)電廠整體收益。

表5 主要財務(wù)經(jīng)濟效益指標(biāo)

5 結(jié)論

（1）經(jīng)過推導(dǎo)，得到了蒸汽驅(qū)動壓縮式、電驅(qū)動壓縮式、吸收式和壓縮-吸收復(fù)合式4種熱泵技術(shù)的有效制熱系數(shù)計算公式。結(jié)合發(fā)電廠實際運行數(shù)據(jù)，計算得知蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵系統(tǒng)的有效制熱系數(shù)最優(yōu)，其次是復(fù)合式和吸收式熱泵，電壓縮式熱泵最低。

（2）給出將蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵技術(shù)應(yīng)用到某發(fā)電廠實際工程中的3個供熱方案，經(jīng)分析對比，采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱經(jīng)濟性最高。

（3）若驅(qū)動能源選擇再熱蒸汽，則需抽取再熱蒸汽65 t/h，為維持發(fā)電功率保持不變，先考慮加大給水量來增加主蒸汽流量，適當(dāng)調(diào)整煙氣擋板，最后根據(jù)再熱蒸汽的溫度適量噴水。針對在過熱器和再熱器前同時按比例噴水的方式補充再熱蒸汽，由于再熱蒸汽的抽取量占比較小，因此對機組幾乎沒有影響，該方式需增加過熱蒸汽25.36 t/h、再熱蒸汽30 t/h，增加煤耗量6.17 t/h，既滿足了噴水減溫器的技術(shù)要求，又對高壓缸影響最小，且增加煤耗量最低，經(jīng)濟性最高。

（4）經(jīng)過初投資和財務(wù)分析，再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱技術(shù)實施后各項經(jīng)濟指標(biāo)達(dá)到了期望水平，初投資數(shù)目合理，總投資收益率高且投資回收周期短，因此該技術(shù)項目在財務(wù)上是可行的，可提高發(fā)電廠整體經(jīng)濟性。