郭東奇
(中國(guó)能源建設(shè)集團(tuán)山西省電力勘測(cè)設(shè)計(jì)院有限公司,山西 太原 030001)
我國(guó)北方火力發(fā)電廠(chǎng)大多為空冷機(jī)組,空冷機(jī)組在電廠(chǎng)節(jié)水方面優(yōu)勢(shì)顯著,但與濕冷機(jī)組相比也有不足,如直接空冷機(jī)組,運(yùn)行背壓高,空冷風(fēng)機(jī)耗電量大。冬季空冷系統(tǒng)需要采取防凍措施,夏天空冷系統(tǒng)的冷卻能力會(huì)受到限制,空冷系統(tǒng)背壓可達(dá)50 kPa,限制機(jī)組約10%~20%的額定出力,嚴(yán)重制約機(jī)組安全、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行。
為提高空冷機(jī)組夏季運(yùn)行的安全穩(wěn)定性以及機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性,本文在現(xiàn)有技術(shù)的基礎(chǔ)上提出一種新型吸收式熱泵—空冷復(fù)合系統(tǒng),為降低空冷機(jī)組運(yùn)行背壓,改善空冷機(jī)組夏季運(yùn)行工況提供一種可行方案。
圖1 為新型吸收式熱泵—空冷復(fù)合系統(tǒng)原則性熱力系統(tǒng)簡(jiǎn)圖,該系統(tǒng)以某電廠(chǎng)2×300 MW 亞臨界直接空冷機(jī)組為依據(jù),機(jī)組選用亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸雙排汽直接空冷凝汽式汽輪機(jī)。本系統(tǒng)在原系統(tǒng)基礎(chǔ)上新增一套吸收式熱泵系統(tǒng)和一臺(tái)換熱器,改善機(jī)組運(yùn)行工況。
系統(tǒng)運(yùn)行時(shí),機(jī)組一部分排汽進(jìn)入空冷散熱器,一部分引入熱泵蒸發(fā)器,熱泵蒸發(fā)器中的乏汽凝結(jié)水接至排汽裝置。利用汽輪機(jī)六段抽汽作為熱泵系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)蒸汽。機(jī)組的乏汽凝結(jié)水接至熱泵冷凝器吸收熱量。經(jīng)熱泵加熱的較高溫度的乏汽凝結(jié)水再進(jìn)入末級(jí)回?zé)峒訜崞髦欣^續(xù)吸收熱量。當(dāng)熱泵負(fù)荷較高,除滿(mǎn)足加熱乏汽凝結(jié)水外還有多余熱量時(shí),可以投入新增的換熱器對(duì)外供熱。
圖1 新型吸收式熱泵—空冷復(fù)合系統(tǒng)原則性熱力系統(tǒng)簡(jiǎn)圖
通過(guò)熱泵系統(tǒng)吸收一部分機(jī)組乏汽,降低空冷散熱器的負(fù)荷,將機(jī)組的背壓維持在設(shè)計(jì)背壓或降低至設(shè)計(jì)背壓以下,達(dá)到提高機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行的目的,同時(shí)也提高機(jī)組整體的運(yùn)行效率。
空冷發(fā)電機(jī)組引入該系統(tǒng)后,可以通過(guò)調(diào)節(jié)熱泵蒸發(fā)器中吸收劑的蒸發(fā)溫度,調(diào)節(jié)乏汽冷凝溫度,進(jìn)而調(diào)節(jié)機(jī)組背壓。乏汽進(jìn)入熱泵可減少空冷島的散熱負(fù)荷,降低廠(chǎng)用電率,提高機(jī)組循環(huán)熱經(jīng)濟(jì)性。本系統(tǒng)使發(fā)電機(jī)組不再需要增設(shè)尖峰冷卻系統(tǒng)或加裝噴霧降溫等系統(tǒng),可降低廠(chǎng)用電率以及建設(shè)費(fèi)用。利用熱泵加熱乏汽凝結(jié)水,降低末級(jí)回?zé)峒訜崞鞯呢?fù)荷,進(jìn)而減少末級(jí)抽汽量,機(jī)組出力得到提高。
由以上分析可知,熱泵蒸發(fā)器的蒸發(fā)溫度和熱泵系統(tǒng)吸收機(jī)組乏汽的比例會(huì)對(duì)整個(gè)機(jī)組有較大的影響,為此采用熱量法和火用方法對(duì)機(jī)組進(jìn)行熱經(jīng)濟(jì)性分析。
熱力學(xué)分析計(jì)算的參數(shù)依據(jù)為汽輪機(jī)廠(chǎng)家提供的汽輪機(jī)夏季工況熱平衡圖,只對(duì)改造部分進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化,其余部分維持機(jī)組設(shè)計(jì)參數(shù)不變。針對(duì)機(jī)組背壓和乏汽分配比例兩個(gè)因素對(duì)機(jī)組性能的影響,主要考察機(jī)組發(fā)電量、發(fā)電標(biāo)煤耗、發(fā)電效率、全廠(chǎng)汽耗率、全廠(chǎng)熱耗率、全廠(chǎng)熱效率以及全廠(chǎng)效率等熱經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。
假設(shè)汽輪發(fā)電機(jī)組參數(shù)穩(wěn)定,工質(zhì)參數(shù)設(shè)定與汽機(jī)熱平衡圖保持一致;空冷島僅考慮散熱量,不進(jìn)行空冷散熱器耗電量的計(jì)算;各個(gè)換熱器的換熱效率為100%;熱泵的COP 為1.7;熱泵加熱乏汽凝結(jié)水的最高溫度為90 ℃;環(huán)境溫度取25 ℃。
汽輪機(jī)排汽背壓的計(jì)算范圍為27.5~5 kPa,其中27.5 kPa 為機(jī)組背壓的夏季設(shè)計(jì)工況;空冷散熱器與熱泵吸收汽輪機(jī)排汽的比例變化范圍為1~0.9。
進(jìn)入空冷散熱器的乏汽比例α
式中:Mc為進(jìn)入空冷散熱器的乏汽流量,kg/h;Mhp為進(jìn)入熱泵的乏汽流量,kg/h。
發(fā)電效率np
式中:P為機(jī)組發(fā)電量,kW;Q為輸入機(jī)組的熱量,kJ/h。
發(fā)電熱耗率qp
發(fā)電汽耗率dp
式中:M0為新蒸汽質(zhì)量流量,kg/h。
發(fā)電標(biāo)煤耗bp
全廠(chǎng)熱效率nh
式中:Qs為對(duì)外供熱量,MW。
全廠(chǎng)火用效率ne
式中,Es為對(duì)外輸出熱量所含火用,kW;E0為輸入循環(huán)系統(tǒng)的火用,kW。
以Pe為基準(zhǔn),所考察的熱經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)中np與Pe成正比;qp、dp以及bp與Pe成反比,nh和ne與Pe成正相關(guān)的關(guān)系。
圖2 為Qhp隨α 和機(jī)組背壓pc的變化關(guān)系圖,圖中虛線(xiàn)及其下方為熱泵僅用作加熱乏汽凝結(jié)水的工況。虛線(xiàn)部分為熱泵將乏汽凝結(jié)水加熱到90 ℃的工況,由于熱泵出口水溫最高能夠達(dá)到90 ℃,當(dāng)熱泵將乏汽凝結(jié)水加熱至90 ℃以后還可以對(duì)外提供熱量。虛線(xiàn)可以認(rèn)為是熱泵只加熱乏汽凝結(jié)水與熱泵可對(duì)外供熱兩種工況的分界線(xiàn)。
圖2 pc 和α 對(duì)Qhp 的影響
由圖2 可以看出,熱泵分擔(dān)的機(jī)組乏汽量越大,機(jī)組背壓就越低。當(dāng)背壓不變時(shí),熱泵分擔(dān)機(jī)組乏汽的比例越大,對(duì)外提供的熱量越大。
為便于機(jī)組運(yùn)行調(diào)節(jié),將pc和α 之間的變化關(guān)系擬合為一個(gè)多項(xiàng)式函數(shù),如式(8) 所示。
圖3 為Pe隨α 和pc的變化趨勢(shì)。從圖3 中可以看出,當(dāng)α 保持不變時(shí),Pe隨著pc的降低而逐漸上升。當(dāng)pc不變時(shí),Pe隨著α 值的降低先逐漸上升達(dá)到一個(gè)最大值,然后逐漸下降,且下降速度要大于上升速度,該最大值隨著α 的降低逐漸升高。不同pc的Pe的最大值工況對(duì)應(yīng)圖2 的分界線(xiàn)。
計(jì)算結(jié)果顯示,Pe最大為311.846 MW,對(duì)應(yīng)的工況α 值為0.927,pc為5 kPa,比機(jī)組原有出力提高了3.925%。當(dāng)pc達(dá)到5 kPa 時(shí),避免了由于夏季環(huán)境溫度過(guò)高,機(jī)組背壓過(guò)高的影響,機(jī)組可以安全穩(wěn)定運(yùn)行,節(jié)能效益顯著。
圖3 pc 和α 對(duì)Pe 的影響
由計(jì)算公式可以看出np與Pe成正比,故np的變化趨勢(shì)與Pe一致。np的最大值為0.423,對(duì)應(yīng)的工況α 值為0.927,背壓pc為5 kPa。
從圖3 中還可以看出,熱泵只加熱乏汽凝結(jié)水有利于提高發(fā)電效率,而當(dāng)熱泵對(duì)外供熱時(shí),機(jī)組的發(fā)電效率會(huì)有所減少。兩種工況的不同變化趨勢(shì)可能是由于六段抽汽的品質(zhì)較高,用于熱泵的驅(qū)動(dòng)蒸汽量較大時(shí)導(dǎo)致進(jìn)入汽輪機(jī)的蒸汽做功能力降低。
圖4 為qp隨著α 和pc的變化關(guān)系圖。由圖4 可以看出,當(dāng)α 不變時(shí),qp隨pc的降低而逐漸降低。當(dāng)汽輪發(fā)電機(jī)組的排汽背壓相同時(shí),qp隨α 的減小先逐漸減小然后逐漸增大。每個(gè)背壓均有一個(gè)α 使得qp最低,而不同背壓下qp最低值對(duì)應(yīng)的α 值隨著背壓的降低也逐漸減小。當(dāng)機(jī)組背壓為5 kPa,α為0.927 時(shí),qp達(dá)到最低值8 502.62 kJ/(kW·h)。
從式(4)、式(5) 可以看出,dp、bp均與qp成正比,qp最低工況也對(duì)應(yīng)dp與bp的最低值,當(dāng)機(jī)組背壓為5 kPa,α 為0.927 時(shí),dp為3.196 kg/(kW·h),bp為0.291 kg/(kW·h)。
圖4 pc 和α 對(duì)qp 的影響
圖5 為nh隨α 和pc的變化關(guān)系圖。從圖5 可以看出,當(dāng)pc一定時(shí),nh隨α 的降低而逐漸上升,熱泵對(duì)外供熱以后,nh的上升速度增加;當(dāng)α 保持不變時(shí),隨著pc的降低,nh的變化趨勢(shì)有3 種情況:當(dāng)0.97≤α<1 時(shí),熱泵僅僅加熱乏汽凝結(jié)水,nh隨pc的降低而逐漸上升;當(dāng)熱泵0.927<α<0.97時(shí),熱泵不僅加熱乏汽凝結(jié)水,還要對(duì)外供熱,nh隨著pc的降低先逐漸降低而后逐漸上升;而當(dāng)α≤0.927 時(shí),nh隨pc的降低而逐漸降低。最佳工況下nh并不是最高值,該工況下熱泵并不對(duì)外提供熱量,最佳工況下nh為0.423。
圖5 pc 和α 對(duì)nh 的影響
從圖5 還可以看出,由于原空冷機(jī)組的冷源熱損失較大,引入熱泵系統(tǒng)后對(duì)于nh有明顯的提高作用。熱泵僅用于加熱乏汽凝結(jié)水時(shí),機(jī)組熱效率的提高幅度要明顯小于熱泵對(duì)外供熱以后的熱效率提高幅度。從這一點(diǎn)也可以看出,本系統(tǒng)可以根據(jù)實(shí)際情況尋求外部熱用戶(hù)以提高全廠(chǎng)熱效率。
ne與Pe和nh均成正相關(guān)的關(guān)系。ne的變化趨勢(shì)與nh的變化趨勢(shì)基本一致,當(dāng)α 保持不變時(shí),隨著pc的降低,ne逐漸上升;當(dāng)pc為定值時(shí),ne隨α 的減小而逐漸上升,且當(dāng)熱泵對(duì)外提供熱量時(shí),ne上升的速率要比單獨(dú)加熱乏汽凝結(jié)水工況的上升速度快。在熱泵只加熱乏汽凝結(jié)水的工況下,α 為0.927,pc為5 kPa 時(shí),ne最高,達(dá)到0.791。當(dāng)熱泵開(kāi)始對(duì)外供熱時(shí),pc越低,α 越低的工況對(duì)應(yīng)ne越高。
綜上,吸收式熱泵—空冷復(fù)合系統(tǒng)可以通過(guò)熱泵降低機(jī)組背壓,提高機(jī)組運(yùn)行的安全穩(wěn)定性,進(jìn)而提高全廠(chǎng)的循環(huán)性能,對(duì)全廠(chǎng)能源效率的提高具有積極作用。
著眼于改善空冷機(jī)組夏季運(yùn)行工況,提升機(jī)組運(yùn)行安全穩(wěn)定性和運(yùn)行效率,提出一種吸收式熱泵-空冷復(fù)合系統(tǒng)。利用吸收式熱泵蒸發(fā)器的制冷作用,通過(guò)吸收一部分汽輪機(jī)乏汽熱量降低機(jī)組背壓,達(dá)到提高機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行的目的。
a) 本系統(tǒng)最佳運(yùn)行工況可以將機(jī)組背壓pc降低至5 kPa,此時(shí)熱泵分擔(dān)機(jī)組乏汽的比例為7.3%,機(jī)組發(fā)電量Pe為311.846 MW,比機(jī)組原有出力提高了3.925%,發(fā)電效率np提高了4%,發(fā)電熱耗率qp上升了3.9%,全廠(chǎng)熱效率nh提高了4%,全廠(chǎng)火用效率ne提高了4%,發(fā)電標(biāo)煤耗bp降低了3.8%。
b) 得到背壓pc與空冷乏汽分配比例α 之間的擬合函數(shù),實(shí)現(xiàn)機(jī)組在不同環(huán)境溫度下都能達(dá)到最佳運(yùn)行工況。
c) 如果電廠(chǎng)周?chē)嬖跓嵊脩?hù),可以將熱泵多余的熱量對(duì)外輸出,以提高全廠(chǎng)效率,一定程度上還可以提高機(jī)組的運(yùn)行效率。