張國柱1，李 恒，張鈞泰1，邱寅晨1，王進(jìn)仕

(1．大唐(北京)能源管理有限公司，北京 10097； 2.西安交通大學(xué) 能動學(xué)院，陜西 西安 710049)

0 前言

水源熱泵技術(shù)是利用以水為載熱介質(zhì)的低溫低品位熱能資源，基于壓縮式熱泵原理，通過少量的高品位電能的輸入，實現(xiàn)低品位熱能向高品位熱能轉(zhuǎn)移的一種技術(shù)，具有占地小、設(shè)置靈活、運行簡單的特點[1]。以火電廠的冷卻循環(huán)水為低溫?zé)嵩吹乃礋岜霉峒夹g(shù)，在英國曾作為節(jié)能技術(shù)進(jìn)行推廣。近年來，我國電力和熱力事業(yè)迅猛發(fā)展，為推廣熱泵供熱創(chuàng)造了有利條件。

國內(nèi)不少學(xué)者對此開展了研究。朱鍇鍇[2-3]分析了各因素對熱泵性能的影響，并用實驗進(jìn)行了驗證；同時研究了熱泵系統(tǒng)在大溫差運行條件下的能耗特性。柳玉春等[4]提出將兩種不同工質(zhì)的熱泵系統(tǒng)進(jìn)行串聯(lián)，分兩級加熱熱網(wǎng)水，進(jìn)而提高供水溫度，提高系統(tǒng)整體的經(jīng)濟(jì)性。袁方等[5]對比了循環(huán)水水源熱泵、循環(huán)水-江水水源熱泵、吸收式熱泵等三種集中供熱技術(shù)方案的可行性與收益。馬闖等[6-7]對單機(jī)水源熱泵、雙機(jī)水源熱泵串聯(lián)機(jī)組和并聯(lián)機(jī)組三種方式進(jìn)行了研究，得出水源熱泵串聯(lián)機(jī)組整體能耗低、更節(jié)能的結(jié)論；此外對比了直接抽氣供熱與循環(huán)水水源熱泵供熱兩種方式的熱經(jīng)濟(jì)性，計算分析認(rèn)為當(dāng)抽氣溫度達(dá)到188℃時，采用水源熱泵供熱比抽氣供熱更為節(jié)能。劉傳玲和宋昂[8]給出了火電廠采用循環(huán)水水源熱泵供熱的臨界供熱溫度計算模型，在現(xiàn)有的熱泵技術(shù)條件下，只有末端采用低溫輻射采暖的用戶可以考慮采用循環(huán)水水源熱泵進(jìn)行供熱。張赟和朱斌帥[9]對比了吸收式熱泵與壓縮式熱泵用于電廠供熱改造的經(jīng)濟(jì)性；孫天宇等[10]從工程實例進(jìn)行計算分析，發(fā)現(xiàn)600 MW機(jī)組應(yīng)用水源熱泵回收汽輪機(jī)排汽余熱的回收期在3.96年。綜合來看，目前的相關(guān)研究主要集中在熱泵性能、連接方式、供熱可行性、熱經(jīng)濟(jì)性和技術(shù)經(jīng)濟(jì)性等方面，其中有關(guān)熱經(jīng)濟(jì)性的研究還不全面，有待加強(qiáng)。

循環(huán)水水源熱泵供熱方式利用了火電廠冷源損失，但消耗了電能；抽汽供熱方式減小了冷源損失，但損失了蒸汽的做功。因此，火電廠循環(huán)水水源熱泵供熱的熱經(jīng)濟(jì)性可歸結(jié)為熱泵供熱耗功與供熱抽汽做功損失之間的比較，該比較體現(xiàn)了熱功轉(zhuǎn)化中能量品質(zhì)的差異。本文基于此提出了電廠采用循環(huán)水水源熱泵進(jìn)行供熱的可行性判據(jù)，為壓縮式熱泵在供熱領(lǐng)域工程應(yīng)用提供理論指導(dǎo)。

1 電廠循環(huán)水水源熱泵供熱系統(tǒng)計算模型

考慮目前電廠循環(huán)水系統(tǒng)的布置方式和熱泵系統(tǒng)的特點，提出如圖1所示循環(huán)水水源熱泵供熱系統(tǒng)：從機(jī)組凝汽器出來的循環(huán)水分別經(jīng)過電廠冷卻塔及熱泵蒸發(fā)器，構(gòu)成并聯(lián)的冷卻方式。熱泵系統(tǒng)通過蒸發(fā)器從循環(huán)水吸收低品位熱量，再經(jīng)過熱泵壓縮機(jī)提質(zhì)，最后經(jīng)冷凝器釋放熱量加熱熱網(wǎng)給水從而對外供熱。

圖1 電廠循環(huán)水水源熱泵供熱系統(tǒng)示意圖

在圖1所示的系統(tǒng)中，采用制熱系數(shù)COP來表征熱泵的性能，其定義式為

(1)

式中Qh——熱泵的供熱量/kW；

Pe——熱泵供熱耗電量/kW。

理想壓縮式熱泵循環(huán)為逆卡諾循環(huán)，由兩個等溫和兩個等熵過程組成，低溫?zé)嵩磁c高溫?zé)嵩吹臏囟仍谘h(huán)中始終保持不變，為恒溫?zé)嵩?；另外整個循環(huán)中無熵增，為可逆過程。逆卡諾循環(huán)制熱系數(shù)為

(2)

式中te——熱泵蒸發(fā)溫度/℃；

tc——熱泵冷凝溫度/℃；

COPc——熱泵逆卡諾循環(huán)制熱系數(shù)。

實際熱泵性能系數(shù)COP總小于相同熱源條件下理想熱泵循環(huán)的性能系數(shù)COPc，采用制熱循環(huán)效率ηci表征實際熱泵制熱循環(huán)的熱力學(xué)完善度，定義為

(3)

將式(2)、式(3)代入式(1)得熱泵供熱耗功為

(4)

從式(4)可以看出，影響熱泵供熱耗功的因素包括熱泵的供熱量、制熱循環(huán)效率、熱泵的蒸發(fā)溫度和冷凝溫度，其中熱泵的供熱量取決于用戶，制熱循環(huán)效率取決于熱泵設(shè)備技術(shù)水平。

1.1 熱泵蒸發(fā)溫度計算模型

對于如圖1所示的系統(tǒng)，熱泵蒸發(fā)溫度滿足如下關(guān)系

te=twe1-Δtwe-δte
Δtwe=twe1-twe2
te=twe1-Δtwe-δte

(5)

式中 Δtwe——循環(huán)水在經(jīng)過熱泵蒸發(fā)器時的溫降/℃；

twe1——熱泵蒸發(fā)器入口循環(huán)水溫度/℃；

twe2——熱泵蒸發(fā)器出口循環(huán)水溫度/℃；

δte——熱泵蒸發(fā)器換熱端差/℃。

熱泵蒸發(fā)器負(fù)荷為

Qe=Qh·(1-1/COP)

(6)

式中Qe——熱泵蒸發(fā)器從循環(huán)水中吸收的熱量/kW。

循環(huán)水在熱泵蒸發(fā)器中的溫降為

(7)

熱泵蒸發(fā)器端差

(8)

式中Cw——水比熱容/kJ·(kg·℃)-1；

Gwe——流經(jīng)熱泵蒸發(fā)器的循環(huán)水流量/kg·s-1。

因此熱泵蒸發(fā)溫度可按照式(9)計算

(9)

1.2 熱泵冷凝溫度計算模型

熱泵冷凝溫度為

tc=th+δtc

(10)

式中th——熱泵供熱溫度/℃；

δtc——熱泵冷凝器換熱端差/℃。

熱網(wǎng)水在熱泵冷凝器中的溫升Δtwn為

(11)

式中Gwc——流經(jīng)熱泵冷凝器的熱網(wǎng)水流量/kg·s-1。

熱泵冷凝器端差

(12)

因此熱泵冷凝溫度可按式(13)計算

(13)

1.3 電廠循環(huán)水水源熱泵供熱系統(tǒng)可行性判據(jù)

汽輪機(jī)抽汽供熱損失了供熱蒸汽在汽輪機(jī)中繼續(xù)做功的能力，用Peh來表示，而壓縮式熱泵供熱則要以消耗電能Pe為代價，所以兩種供熱方式熱經(jīng)濟(jì)性比較的實質(zhì)就在于Pe與Peh的比較。

循環(huán)水熱泵供熱耗功Pe如式(4)所示，而抽汽導(dǎo)致的汽輪機(jī)做功能力損失為

(14)

式中hcn——供熱抽汽焓值/kJ·kg-1；

hn——汽輪機(jī)排汽焓值/kJ·kg-1；

tj——№j加熱器抽口焓/kJ·kg-1；

ηj+1——№j+1能級的抽汽效率；

τr——水在r級加熱器的焓升/kJ·kg-1；

ηr——r級加熱器的抽汽效率；

ηm——機(jī)械效率；

ηg——電機(jī)效率。

引入單位供熱負(fù)荷功耗差表征兩種供熱方式熱經(jīng)濟(jì)性的差異

(15)

式中,Δη表示兩種供熱方式單位供熱負(fù)荷功耗差。Δη>0，意味著抽汽供熱更節(jié)能，在滿足該條件的工況區(qū)間內(nèi)建議采用抽汽供熱；Δη<0，則熱泵供熱更節(jié)能，在滿足該條件的工況區(qū)間內(nèi)建議采用水源熱泵供熱；Δη=0，則抽汽供熱和水源熱泵供熱經(jīng)濟(jì)性相同，可根據(jù)需要采用任一方式。

2 案例研究

本文選取某200 MW機(jī)組作為案例機(jī)組，對其采用抽汽供熱和循環(huán)水水源熱泵供熱兩種方式的熱經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行對比，其主要參數(shù)如表1所示。其中機(jī)組額定供熱工況對應(yīng)的同負(fù)荷熱泵供熱工況為熱泵運行基準(zhǔn)工況，此時熱泵蒸發(fā)溫度與熱泵蒸發(fā)器入口循環(huán)水溫差及冷凝器端差均取為10℃。

圖2所示為抽汽壓力0.245 MPa、制熱循環(huán)效率0.4時，不同供熱負(fù)荷下Δη隨熱泵供熱溫度的變化。由圖2可以看出，供熱負(fù)荷越小時Δη越小，這是因為供熱負(fù)荷越小時，在熱泵蒸發(fā)器及冷凝器循環(huán)水不變的情況下，熱泵蒸發(fā)溫度越大而冷凝溫度越小，此時熱泵單位供熱負(fù)荷耗功越小，從而使Δη越小。

表1案例機(jī)組主要參數(shù)表

項目數(shù)值額定功率/MW200主蒸汽壓力/MPa12.7主蒸汽溫度/℃535主蒸汽流量/t·h-1610.8供熱抽汽額定壓力/MPa0.245抽汽焓值/kJ·kg-13164.3冷凝器壓力/MPa0.0052循環(huán)水溫度/℃20

圖2 不同供熱負(fù)荷下Δη隨熱泵供熱溫度的變化

圖3所示為在額定供熱負(fù)荷下制熱循環(huán)效率0.4時，不同供熱抽汽壓力下Δη隨熱泵供熱溫度的變化。由圖3可知，供熱抽汽級數(shù)越大即供熱抽汽壓力越大時，Δη越小，這是因為供熱抽汽壓力越大所引起的抽汽做功損失越大，而熱泵單位供熱負(fù)荷耗功不變，從而使得Δη越小。另一方面，在部分電負(fù)荷下，供熱抽汽壓力將降低，抽汽導(dǎo)致的汽輪機(jī)做功能力損失將隨著抽汽壓力的降低而減小，而熱泵消耗電能不變，因此部分電負(fù)荷下熱泵供熱的經(jīng)濟(jì)性將變差。

圖3 不同抽汽壓力下Δη隨熱泵供熱溫度的變化

圖4所示為在額定供熱負(fù)荷下抽汽壓力0.245 MPa時，不同制熱循環(huán)效率下Δη隨熱泵供熱溫度的變化。由圖4可知，熱泵制熱循環(huán)效率越高即熱力學(xué)完善度越大，Δη越小，這是因為熱力學(xué)完善度越大時，熱泵單位供熱負(fù)荷耗功越小，從而使得Δη越小。

圖4 不同制熱循環(huán)效率下Δη隨熱泵供熱溫度的變化

從圖2～圖4還可以看出，隨著供熱溫度的增大，Δη持續(xù)增大，僅僅在供熱溫度較低的情況下Δη<0，這意味著供熱溫度越低，采用熱泵供熱的熱經(jīng)濟(jì)性越好。

3 結(jié)論

(1)建立了電廠循環(huán)水水源熱泵供熱系統(tǒng)計算模型，通過對供熱抽汽做功損失與循環(huán)水水源熱泵供熱耗功的比較，引入單位供熱負(fù)荷功耗差指標(biāo)定量表征熱泵供熱的熱經(jīng)濟(jì)性，提出了電廠采用循環(huán)水水源熱泵進(jìn)行供熱的可行性判據(jù)：在單位供熱負(fù)荷功耗差大于零即熱泵供熱耗功大于供熱抽汽做功損失的工況區(qū)間內(nèi)建議采用抽汽供熱；在單位供熱負(fù)荷功耗差小于零即熱泵供熱耗功小于供熱抽汽做功損失的工況區(qū)間內(nèi)建議采用熱泵供熱；且單位供熱負(fù)荷功耗差越小，意味著循環(huán)水水源熱泵供熱經(jīng)濟(jì)性越好；

(2)以某200 MW典型機(jī)組為案例進(jìn)行了計算，發(fā)現(xiàn)供熱溫度越低、供熱負(fù)荷越小、供熱抽汽壓力越大、熱泵制熱循環(huán)效率越高，火電廠采用循環(huán)水水源熱泵供熱的可行性越好。