劉浩晨，耿直，顧煜炯

（1華北電力大學能源動力與機械工程學院，北京102206；2鄭州航空工業(yè)管理學院航空工程學院，河南鄭州450046）

近十年，我國城鎮(zhèn)化高速發(fā)展，但清華大學建筑節(jié)能研究中心等[1]通過調(diào)研發(fā)現(xiàn)當前我國的人均公共建筑面積與發(fā)達國家水平仍有較大差距。而據(jù)2017 年相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計表明：北方城鎮(zhèn)供暖能耗占全國總建筑能耗的21%[2]，建筑的采暖能耗將有大量需求；基于“富煤少油”的基本國情，我國在過去的二十年里大力發(fā)展燃煤電站，目前我國燃煤發(fā)電機組的各項指標已經(jīng)處于世界領(lǐng)先水平[3]。截止2017 年底，全國發(fā)電裝機容量17.8 億千瓦，其中火電裝機11.0億千瓦，占62.2%，而且全年全社會用電量同比增長7.7%，增速同比增加1.6%[4]；為保證可持續(xù)發(fā)展，響應(yīng)國家“節(jié)能減排”和“清潔供熱”的號召，燃煤火電機組進行了靈活性改造，為可再生能源讓出可上網(wǎng)電量指標以減少棄風率、棄光率。由此導致燃煤機組常年在75%熱耗率驗收（THA）工況甚至50% THA 工況下運行。劉強等[5]通過熱力學第二定律的?分析方法發(fā)現(xiàn)這種工況下火電機組整體性供電煤耗高、汽輪機效率低，此時末級汽輪機會排出攜帶大量余熱的蒸汽，造成大量熱源的浪費、造成熱污染，甚至經(jīng)濟效益下滑；而同時我國北方集中采暖時會面臨兩方面的問題[6]：一是城市熱源嚴重不足，傳統(tǒng)熱源的產(chǎn)生需要化石能源的燃燒，故其環(huán)保性欠佳，另外新能源采暖的研發(fā)、審批、建設(shè)、投產(chǎn)還不足以應(yīng)用于工程實際；二是市政熱網(wǎng)運輸能力不足，現(xiàn)有的道路資源也被挖掘殆盡，靠增加輸運管徑不僅會增加熱耗率和電耗率，而且極易造成城市水力失調(diào)。因此，在安全、可靠、高效和經(jīng)濟的前提下找到能夠清潔供熱的方案顯得十分必要。

國外方面，Lund等[7]將可再生能源引入供熱系統(tǒng)開發(fā)了第四代供熱系統(tǒng)；Buffat 等[8]通過地信系統(tǒng)將瑞士熱電聯(lián)產(chǎn)潛力與時空住宅熱需求和屋頂光伏潛力進行比較，確定瑞士分散熱電聯(lián)產(chǎn)工廠的時空平衡潛力；Gvozdenac等[9]比較了火電廠采用熱電聯(lián)產(chǎn)時和不采用熱電聯(lián)產(chǎn)的差異。國內(nèi)方面，江億等[10]提出等效電法的評估參考，有助于科學地評價熱電聯(lián)產(chǎn)體系；付林等[11]提出Co-ah 的熱電聯(lián)產(chǎn)機組的改造方案并論證了可行性，分析了整體機組的能耗與經(jīng)濟性，而且在赤峰市得到了2 年實際運用，取得了良好采暖效果；林振嫻等[12]對熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中的熱網(wǎng)加熱器進行了全工況分析；戈志華等[13]研究了高背壓供熱方案在330MW 空冷熱電聯(lián)產(chǎn)機組中的應(yīng)用，并以一次熱網(wǎng)回水溫度為自變量探究了供熱能力以及發(fā)電煤耗的變化；楊志平等[14-15]以供電煤耗為標準、使用Ebsilon研究了高背壓熱負荷占比和熱網(wǎng)供水溫度對310MW抽凝-供熱機組能耗的影響；趙文沛[16]提出了以2臺背壓機為主、熱泵技術(shù)為備用的回收汽輪機中壓缸抽汽的余熱余壓利用方案，并在寒冬時期為某300MW 電廠做了樣本工程，使得能量得到了梯級利用；孫維理等[17]將余熱利用裝置和余壓利用裝置進行管道連接，將進入鍋爐的軟水溫度從15℃提高了90℃以上，降低鍋爐燃料使用成本；顧煜炯等[18]提出使用ORC 發(fā)電技術(shù)利用電廠循環(huán)冷卻水余熱，達到熱電聯(lián)產(chǎn)高效節(jié)能的目的；郭中旭等[19]研究吸收式熱泵在熱電聯(lián)產(chǎn)方案上的應(yīng)用，并探究發(fā)電量與發(fā)電煤耗率隨熱負荷的關(guān)系；吳現(xiàn)力等[20]研究海水淡化的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)，并論證方案的可行性。

上述研究工作促進了熱電聯(lián)產(chǎn)事業(yè)的發(fā)展，但仍未涉及600MW 以及更大容量、更高參數(shù)火力熱電聯(lián)產(chǎn)機組的建模、仿真與分析；事實上，為了達到環(huán)保要求以及技術(shù)性指標，我國已經(jīng)緩建、停建甚至關(guān)停了小型火電發(fā)電機組，而且燃煤機組目前正在向大容量、高參數(shù)、工業(yè)4.0[21]以及人工智能方向發(fā)展，并且會在相當長的時間內(nèi)保持這一現(xiàn)狀不動搖。與此同時高背壓熱電聯(lián)產(chǎn)方案會利用汽輪機抽汽，如圖1所示，使中壓缸部分排汽進入尖峰加熱器從而實現(xiàn)熱網(wǎng)水的溫升。但對于高參數(shù)火電機組而言，中壓缸排汽除了熱量可以利用外，仍有壓力可以利用，根據(jù)相關(guān)調(diào)研[22]發(fā)現(xiàn)，此處蒸汽的相對壓力處于0.6～0.9MPa 級別，以往節(jié)流滯止的方法不僅提高了朗肯循環(huán)的不可逆程度，而且對通流部分閥門、管路材料應(yīng)力要求苛刻。因此，如何在供熱、節(jié)能的同時可靠、充分、科學和經(jīng)濟地利用熱電聯(lián)產(chǎn)機組的余壓顯得十分必要。

圖1 傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)方案圖

本文提出一種基于螺桿膨脹機與吸收式熱泵的熱電聯(lián)產(chǎn)方法（screw turbine and heat pump-based absorption combined heat and power，st-hp）。該方法能使用螺桿膨脹機和吸收式熱泵分別充分回收中壓缸排汽的節(jié)流功與電廠循環(huán)冷卻水中的余熱，而且在熱力站處增設(shè)吸收式換熱裝置提升一次熱網(wǎng)水的溫差來提高熱力管網(wǎng)運輸熱量的能力。基于Ebsilon 軟件仿真得到在外界熱負荷一定時st-hp 系統(tǒng)在50%、75%、100% 汽輪機額定出力工況（turbine heat acceptance，THA）和閥門全開工況（valve wide open，VWO）4 種具有代表性工況時的參數(shù)。并基于熱力學第二定律與分析理論，對三個主要利用余熱余壓的元件（螺桿膨脹機、吸收式熱泵和尖峰加熱器）進行了?分析和分析。在吸收式換熱機組側(cè)，使用能質(zhì)守恒方程、通過Matlab程序設(shè)計相關(guān)參數(shù)，并使用工程實例進行模型驗證。對小型機組而言，中壓缸排汽參數(shù)如溫度、壓力和流量都較低，①考慮到汽輪機運行安全問題，汽輪機可允許抽汽量十分有限；②實際上小型機組中壓缸排汽由于絕對壓力較小而壓差利用空間有限，再考慮到管道壓損、膨脹機進汽壓損等因素，小型機組汽機抽汽僅能滿足目前設(shè)備對余熱利用的要求；③能夠回收的節(jié)流功很小，利用潛力不大，難以滿足電廠側(cè)熱網(wǎng)水泵、電廠凝結(jié)水泵的功耗。

1 系統(tǒng)介紹

圖2給出該系統(tǒng)方案的簡易流程，該流程主要由電廠側(cè)和熱力站側(cè)兩部分構(gòu)成。在電廠側(cè)，首先在熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)（combined heat and power，CHP）中使用st-hp技術(shù)：使中壓缸（intermediate pressure cylinder，簡稱IP或IPC）部分排汽先進入螺桿膨脹機做功發(fā)電，由于螺桿膨脹機的特殊構(gòu)造，蒸汽在螺桿膨脹機內(nèi)部釋放大部分推動功，同時伴有較小溫降；其次，將螺桿膨脹機排汽通入單效吸收式溴化鋰熱泵發(fā)生器，驅(qū)動熱網(wǎng)回水吸收電廠循環(huán)冷卻水的熱量，形成基本負荷熱源來實現(xiàn)熱網(wǎng)水的初次溫升；最后，再抽取中壓缸部分排汽組成調(diào)峰熱源，在尖峰加熱器處實現(xiàn)熱網(wǎng)水再次溫升、達到市政熱網(wǎng)的要求。

圖2 基于st-hp的吸收式熱電聯(lián)產(chǎn)機組簡圖

圖3 吸收式換熱裝置數(shù)學模型

在熱力站處，引入文獻[23]中的吸收式換熱裝置，該裝置原理如圖3所示。一次熱網(wǎng)供水首先作為驅(qū)動熱源進入熱泵發(fā)生器，經(jīng)過初次放熱后進入板式水-水換熱器，隨后作為低溫熱源進入熱泵蒸發(fā)器再次釋放余熱，最后回注市政熱網(wǎng)回水系統(tǒng)；二次熱網(wǎng)回水被科學、合理地分為兩路[24]，一部分進入板式水-水換熱器實現(xiàn)溫升，另一部分依次進入熱泵的吸收器和冷凝器實現(xiàn)溫升；匯流后二次熱網(wǎng)供水被輸運至熱用戶。

一次熱網(wǎng)水在熱源處的具體流程是：一次熱網(wǎng)回水依次在吸收式熱泵中吸收器和冷凝器中進行換熱，吸取螺桿膨脹機排汽熱量的同時吸收電廠循環(huán)冷卻水的熱量，隨后經(jīng)熱網(wǎng)水泵加壓進入尖峰加熱器，經(jīng)與中壓缸排汽進行換熱生成符合要求的一次熱網(wǎng)供水。

以上從電廠側(cè)與熱力站側(cè)出發(fā)進行了節(jié)能改造，為熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)帶來以下改變。

（1）將一次熱網(wǎng)供/回水溫度從115℃/55℃改變?yōu)?15℃/25℃，即溫差從60℃提高為90℃，則由傳熱公式Q=cpmΔt可知，提高50%的一次熱網(wǎng)水溫差會使熱網(wǎng)供熱能力提高50%，在不新增熱源、不占據(jù)城市道路資源和不增加熱網(wǎng)管徑的情況下充分挖掘了集中供熱的潛力。

（2）螺桿膨脹機的發(fā)電量（4.362MW）可以滿足部分廠內(nèi)用電需求（1.103MW），利用回收壓差的方法使機組的汽水系統(tǒng)?損降低，為機組的評價做出有益貢獻。

（3）降低了熱網(wǎng)回水溫度（從50℃降到20℃）和4%流量的電廠循環(huán)冷卻水溫度（從31℃降到20℃），減少供熱能耗，回收發(fā)電廠的冷源熱量，對于空冷機組[25]而言能提高機組經(jīng)濟性。

（4）因為回收了汽輪機乏汽中大量的余熱，所以減少了電廠循環(huán)水的消耗量，產(chǎn)生社會效益。

2 建模與仿真

為了研究基于st-hp 的大型熱電聯(lián)產(chǎn)供熱系統(tǒng)在采暖季期間相關(guān)性能參數(shù)的變化情況，需要對系統(tǒng)進行模型搭建，同時考慮到大型熱電聯(lián)產(chǎn)機組參數(shù)數(shù)量基數(shù)龐大、種類多、互相的相關(guān)程度強、隨時空分布波動明顯等特點，系統(tǒng)中只有電廠側(cè)的螺桿膨脹機和熱力站處的吸收式換熱裝置為新設(shè)備，其余的鍋爐[26]、汽輪機[27]、凝汽器[28]和電廠循環(huán)水泵[29]等設(shè)備模型見參考文獻，本文不再贅述。此處只對該系統(tǒng)的吸收式換熱裝置、螺桿膨脹機、吸收式溴化鋰熱泵和尖峰加熱器進行建模。

2.1 建立模型

對于任何一種工質(zhì)，其自身具有能量的多少是由狀態(tài)函數(shù)焓[30]來衡量，但事實上，焓（H）是因為在實際工程的開口系統(tǒng)中工質(zhì)的熱力學能（U）和其推動功（pV）經(jīng)常同時以相加的形式而存在才被定義成式(1)的。當前，蒸汽輪機、燃氣輪機等絕大多數(shù)動力流體機械在利用推動功的過程中伴有工質(zhì)熱力學能的極大降低；但本文提出的st-hp 系統(tǒng)可以最大程度上分開利用工質(zhì)的余壓和余熱。實際上，由于在工程中可以認為熱力學能只正比于工質(zhì)溫度，所以實現(xiàn)讓工質(zhì)在螺桿膨脹機中釋放大多數(shù)推動功的同時盡可能地減少溫差就可以實現(xiàn)對工質(zhì)中余壓的有效利用，為st-hp 系統(tǒng)后端的吸收式熱泵提供良好的驅(qū)動熱源；螺桿膨脹機的數(shù)學模型如圖4所示；其中主要能量平衡方程如式(2)。

圖4 螺桿膨脹機數(shù)學模型

在熱力站處的吸收式換熱裝置具體是由板式換熱器和單效吸收式溴化鋰熱泵構(gòu)成，利用一次熱網(wǎng)供回水的溫差作為驅(qū)動力使二次熱網(wǎng)回水充分吸收一次熱網(wǎng)回水的余熱，提升熱網(wǎng)一次供回水的溫差，從而達到減少供熱能耗的目的；因為熱力站處是水-水換熱，所以換熱器采取逆流換熱方式布置板式換熱器以提高換熱效率。主要能量方程式以及相關(guān)評價性指標如式(3)～式(10)所示。

換熱器的對數(shù)平均溫差見式(8)。

對于吸收式熱泵，其制熱能效比COP見式(9)。

對于整個吸收式換熱裝置，其整體效率見式(10)。

文中螺桿膨脹機的?效率用式(13)計算。

文中溴化鋰吸收式熱泵的?效率用式(14)計算。

文中尖峰加熱器的?效率用式(15)計算。

此處需要說明的是：雖然文獻[32]中已經(jīng)提出按Een=CT2/2 的方式計算，其中C為熱容；但由于本文中充當熱源的水蒸氣大部分處于過熱狀態(tài)，利用上述方式計算會遺失掉汽化潛熱，這與式(16)中提到的Qvh不符；所以在此處利用工質(zhì)的整體熱力學能來代表Qvh，這也與被首次提出的文獻[32]中對的定義一致。

2.2 模型驗證

為了驗證新建吸收式換熱裝置模型的正確性，采用文獻[6]中熱電聯(lián)產(chǎn)集中供熱示范工程項目運行數(shù)據(jù)為算例，在相同工況下計算進行模型驗證，數(shù)據(jù)如表1 所示。本文采用的Ebsilon 仿真結(jié)果和Matlab設(shè)計方案的相對誤差在13.5%以內(nèi)，參數(shù)結(jié)果合理、科學，滿足可靠性需求；其中認為傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)集中供熱系統(tǒng)的一次網(wǎng)供回水溫度為130℃/70℃，供回水溫差60℃。

2.3 性能分析與結(jié)果討論

基于2.1 節(jié)中對螺桿膨脹機、吸收式換熱裝置的數(shù)學建模，本文以某600MW 機組為算例，使用已在熱電聯(lián)產(chǎn)領(lǐng)域[37]并取得了大量成果的Ebsilon軟件[38]對st-hp 方案進行模擬。由于吸收式換熱裝置在實際中具有泛在的特點并且可以和泛在電力物聯(lián)網(wǎng)[39]配合，故本文：①使用Ebsilon 軟件對st-hp方案的電廠側(cè)進行仿真；②依據(jù)能質(zhì)平衡方程使用Matlab編程計算對熱力站處吸收式換熱機組進行數(shù)學建模，其概念邏輯如圖5所示。本文對熱工系統(tǒng)中工質(zhì)的溫度、壓力損失進行了酌情的考量。根據(jù)上述設(shè)備的模型構(gòu)建整個供熱系統(tǒng)，Ebsilon 運行仿真界面如圖6 所示，其主要設(shè)計參數(shù)見表2，吸收式換熱裝置主要設(shè)計參數(shù)對應(yīng)位置以及參數(shù)值見表3和圖3。

表1 模型數(shù)據(jù)對比

2.3.1 主要參數(shù)分析

設(shè)計工況下，st-hp 系統(tǒng)在電廠側(cè)輸出熱負荷為231.11MW，扣除由于市政熱網(wǎng)的管路熱阻、管路損失、建筑能耗散和泄漏等情況引起的熱損失，預(yù)計可以對外提供熱負荷為218.06MW，末端用戶熱指標取50W/m2，則供熱面積為436 萬平方米。與此同時電廠中熱泵處回收了冷凝水中55.56MW的熱量，并且使1872t/h 的電廠循環(huán)冷卻水從31℃降低至20℃，一次熱網(wǎng)水在熱泵中實現(xiàn)了從20℃到44℃的24℃溫升；尖峰加熱器換熱量為175MW，全部是抽汽熱量，熱泵承擔的熱負荷在整體熱負荷中比例為24%，其COP為1.68。由于本工藝流程引入了螺桿膨脹機元件，其利用壓差發(fā)電量為4.362MW，完全可以滿足廠用電中除了主給水泵以外所有的用電需求，這時電廠凝結(jié)水泵用電量為409.22kW、熱泵裝置中溶液泵用電219.42kW 和電廠為了將一次熱網(wǎng)水增壓注入市政熱網(wǎng)中而通過增壓泵消耗的電量472.82kW，仍有剩余電量3.259MW。最后，汽輪機主機發(fā)電量為521MW，鍋爐主蒸汽參數(shù)與不進行熱電聯(lián)產(chǎn)時機組發(fā)電量600MW 時的THA 工況下的蒸汽參數(shù)相等。在該流程中基本熱負荷熱源由螺桿膨脹機排汽、電廠循環(huán)冷卻水構(gòu)成，調(diào)峰熱源由電廠汽輪機中壓缸排汽構(gòu)成，熱網(wǎng)水被吸收式熱泵、電廠中壓缸排汽依次逐級加熱，在不增加鍋爐出力的情況下實現(xiàn)余壓的發(fā)電、余熱的回收采暖，而且對汽輪機組的出力影響也降低到了最小。

圖5 吸收式換熱裝置在Matlab中的計算流程

表3 設(shè)計工況下吸收式換熱裝置技術(shù)參數(shù)

為了提高st-hp 系統(tǒng)換熱參數(shù)的兼容性，本文引入了一個熱力站并配備吸收式換熱裝置以提升一次熱網(wǎng)供回水溫差，在設(shè)計工況下，70%的二次熱網(wǎng)水在熱泵處吸收熱量133MW，實現(xiàn)了從45～65℃的20℃溫升；其余30%二次熱網(wǎng)水在水-水換熱器處吸收熱量84MW，實現(xiàn)了從45℃到75℃的30℃溫升；最后兩者匯流成為0.65MPa、68℃的二次熱網(wǎng)供水通向熱用戶。在上述情況下通過將一次熱網(wǎng)供回水溫度差從60℃提升至90℃而回收一次熱網(wǎng)供水余熱61MW，此處單效吸收式溴化鋰熱泵的COP 為1.83，吸收式換熱裝置整體換熱效率為97.28%。

2.3.2 ?分析

圖7 給出了在變工況時st-hp 系統(tǒng)中螺桿膨脹機、吸收式熱泵以及尖峰加熱器的?效率變化情況。當工況從50% THA 依次經(jīng)75% THA、100%THA變化到VWO時螺桿膨脹機?效率從94.71%下降至93.67%，其效率一直保持在較高水平，這從另一方面也說明了螺桿膨脹機環(huán)境適應(yīng)性強，幾乎無?流節(jié)能空間；吸收式熱泵的?效率從52.94%升高至53.24%隨后下降到53.22%，雖然數(shù)據(jù)波動不明顯但其效率一直維持在不高的水平；尖峰加熱器的?效率從57.67%下降至52.08%；這說明吸收式熱泵和尖峰換熱器仍有?流的節(jié)能潛力，因此在實際操作過程中仍需要將換熱器損失的節(jié)流功減少，少布置節(jié)流閥、彎管、孔板等設(shè)備。

圖7 變工況下各元件效率

圖8 給出了在變工況時st-hp 系統(tǒng)中螺桿膨脹機、吸收式熱泵以及尖峰加熱器的效率變化情況。當工況從50% THA 依次經(jīng)75% THA、100%THA變化到VWO的過程中螺桿膨脹機的效率從77.22%下降至64.54%，這是由于效率表明的是熱量傳遞過程的效率，表明了st-hp 系統(tǒng)方案想盡可能減少工質(zhì)在螺桿膨脹機中的熱量的散失；吸收式熱泵的效率從91.26%下降至84.35%；而尖峰加熱器的效率一直在80%左右且其波動區(qū)間沒有超過1.5%，表明了熱泵的傳熱效率仍有可提升的空間而在實際中可以通過減少尖峰加熱器的傳熱溫差或利用橢圓交叉縮放管[40]以提高速度場與溫度場的協(xié)同程度來提高效率。

2.3.4 發(fā)電煤耗率分析

基于好處歸電法對st-hp 熱電聯(lián)產(chǎn)機組進行計算，為了直觀地分析機組的熱力學經(jīng)濟性，引入了數(shù)理統(tǒng)計中“極差”的概念，此處定義發(fā)電煤耗率極差表示在相同工況、鍋爐出力、熱網(wǎng)供回水溫度時，傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機組發(fā)電煤耗率減去st-hp 熱電聯(lián)產(chǎn)機組發(fā)電煤耗率所得值。此處為了得到具有說明性的結(jié)果，探究了在不同工況下、隨著熱網(wǎng)水質(zhì)量流量的變化，具體情況如圖9所示。

圖8 變工況下各元件效率

圖9 不同工況下發(fā)電煤耗極差隨熱網(wǎng)水質(zhì)量流量變化關(guān)系

由圖9可知，隨著熱網(wǎng)水質(zhì)量流量增加，相同工況下發(fā)電煤耗率極差一直在減小，但波動范圍在12%以內(nèi)；不同工況下隨著機組出力的減小發(fā)電煤耗率極差在-5～22.97g/(kW·h)區(qū)間內(nèi)減小，隨著機組出力的增加，發(fā)電煤耗率降低的速率越大；而在50%THA情況下，st-hp系統(tǒng)的發(fā)電煤耗率更大。

3 結(jié)論

本文的st-hp 方案首先使用螺桿膨脹機、吸收式熱泵分別高效地回收了中壓缸部分排汽的節(jié)流功、部分電廠循環(huán)水余熱；其次在熱力站側(cè)利用吸收式換熱機組提升一次熱網(wǎng)供回水溫差。新編吸收式換熱機組的計算機設(shè)計方案程序，在與實際案例進行模型驗證后發(fā)現(xiàn)該方式切實可行；以某600MW熱電聯(lián)產(chǎn)機組為算例，研究了st-hp方案中螺桿膨脹機、吸收式熱泵和尖峰加熱器的?效率和效率在變工況時的規(guī)律。

（1）st-hp 方案不僅能滿足部分廠用電需求，還可以在不增加鍋爐主機出力、不占據(jù)新的城市道路資源的情況下使市政熱網(wǎng)的供熱能力提高50%。

（2）提出設(shè)計吸收式換熱裝置的流程思路以增強其適應(yīng)性，提高st-hp方案可行性和準確性。

（3）熱電聯(lián)產(chǎn)領(lǐng)域能量梯級利用過程中，并非機組出力越大，新增供熱元件越節(jié)能；變工況下的螺桿膨脹機、吸收式熱泵和尖峰加熱器仍有節(jié)能潛力：吸收式熱泵和尖峰加熱器的節(jié)能研究重點是提高熱力循環(huán)的完善程度以減少?損；螺桿膨脹機和尖峰加熱器應(yīng)著重于提高傳熱過程中工質(zhì)的速度場和溫度場協(xié)同程度。

（4）對于st-hp 熱電聯(lián)產(chǎn)機組，相同工況、鍋爐出力、熱網(wǎng)供回水溫度時，機組發(fā)的煤耗率極差變化顯著，極小值和極大值分別為-5g/(kW·h)和22.97g/(kW·h)，從降低能耗、提高機組熱經(jīng)濟性來講，降低機組發(fā)電煤耗率十分必要。

符號說明

COP——熱力站處吸收式熱泵性能系數(shù)

cp——定壓比熱容，kJ/(kg·℃)

e——比焓?，kJ/kg

H——熱力學焓，kJ

h——比焓，kJ/kg

h0——環(huán)境溫度下工質(zhì)比焓，kJ/kg

IPC—— 汽輪機中壓缸（intermediate pressure cylinder）

LPC——汽輪機低壓缸（low pressure cylinder）

M′——通過螺桿膨脹機蒸汽的質(zhì)量流量，kg/s

m、m′——一、二次熱網(wǎng)水質(zhì)量流量，kg/s

m′1、m′2——二次熱網(wǎng)回水分別流向板式換熱器、吸收式熱泵的質(zhì)量流量，kg/s

PE、P0——螺桿膨脹機的電功率與軸功率，W

p——壓強，MPa

S0——環(huán)境溫度時工質(zhì)的熵，kJ/(kg·℃)

T、t——溫度，℃

T0——環(huán)境溫度，℃

t2、t1——熱力站處一次熱網(wǎng)水進、出換熱器的溫度，℃

t3、t0、t′3、t′0——一、二次熱網(wǎng)水供/回水溫度，℃

t′4、t′2、t′1—— 熱力站處二次熱網(wǎng)水出換熱器、吸收器、冷凝器的溫度，℃

U——熱力學能，kJ

u——比熱力學能，kJ/kg

V——體積，m3

η、ηe、ηm——效率及螺桿膨脹機的電效率、機械效率

ηex1、ηex2、ηex3——螺桿膨脹機、吸收式熱泵與尖峰加熱器的?效率

ηen1、ηen2、ηen3——螺桿膨脹機、吸收式熱泵與尖峰加熱器的效率

下角標

i、o——進、出口處st、a、g、c、r —— 螺桿膨脹機、吸收器、發(fā)生器、冷凝器、通向尖峰加熱器的汽機抽汽