薛清元，周 策，劉 剛，王海峰，王占強

(1.大唐東北電力試驗研究院，吉林 長春 130012；2.大唐國際發(fā)電股份有限公司張家口發(fā)電廠，河北 張家口 075000)

0 引言

我國進入“十三五”以來，隨著工業(yè)化、城鎮(zhèn)化進程的加快，社會的能源需求呈現(xiàn)剛性增長，節(jié)能減排形勢嚴(yán)峻、任務(wù)艱巨[1]。發(fā)電企業(yè)作為主要能耗單位，切實響應(yīng)國家節(jié)能政策，提高能源利用率，顯得更為重要?；痣姀S只能利用輸入燃料中大約35%的能量，未能利用的大部分熱量被循環(huán)冷卻水帶走[2-3]。為了利用這部分能量，一些供熱機組選擇利用吸收式熱泵提取循環(huán)水余熱供給熱網(wǎng)。趙斌、王力彪等[4-5]為此展開了許多研究工作。熱泵在采暖季運行利用了大量余熱，卻無法實現(xiàn)循環(huán)水余熱的全年利用，關(guān)于熱泵在非采暖季運行，何曉紅、崔可等[6-7]分別從利用余熱供生活熱水和預(yù)熱凝結(jié)水兩個使用途徑進行了研究，本文在此基礎(chǔ)上，針對300 MW等級熱電聯(lián)產(chǎn)機組的特點，以某機組為研究對象，對其吸收式熱泵在非采暖季的運行方案進行研究。

1 機組基本參數(shù)

以東北地區(qū)某2×300 MW亞臨界燃煤供熱機組為研究對象，其汽輪機為哈爾濱汽輪機廠有限公司設(shè)計制造的亞臨界、一次再熱、雙缸雙排汽、單軸、單抽，C250/N300-16.7/537/537型汽輪機，使用8級回?zé)峒訜峤o水，額定背壓4.9 kPa，后配套建設(shè)7臺35 MW吸收式熱泵，以第五段抽汽作為驅(qū)動蒸汽，利用循環(huán)水余熱加熱熱網(wǎng)水，主要參數(shù)如表1中所示。

表1 單臺熱泵主要額定參數(shù)

2 利用熱泵供生活熱水技術(shù)經(jīng)濟分析

為落實環(huán)保政策，2015年以來，全國各省市陸續(xù)整改、拆除燃煤小鍋爐，長期需要生活熱水的熱用戶相繼采用直接購買熱水的方式進行經(jīng)營。例如，洗浴業(yè)一般需求溫度為70～80 ℃的熱水，供熱機組通過新增儲水罐、板式換熱器、熱水循環(huán)泵等設(shè)施，即可在非采暖季為熱用戶提供生活熱水，其系統(tǒng)圖如圖1所示。

圖1 熱泵供熱水系統(tǒng)圖

2.1 制取70 ℃熱水方案

該供熱機組具有生活熱水負(fù)荷2 000 t/天，由貨車將熱水運送至用戶側(cè)，熱水送出后不再返回。本方案將來自市政15 ℃的自來水加熱至70 ℃，儲存在儲水罐中，熱負(fù)荷約128 MW，投運熱泵機組即可滿足要求，無需啟動熱網(wǎng)加熱器。考慮到此時熱網(wǎng)水流量較小，在供熱管道中流動，存在著較大的熱損失，而且熱水在裝車、運送時也將存在熱損失，故將熱網(wǎng)供水溫度設(shè)定為75 ℃。自來水溫度為15 ℃，與熱泵額定熱網(wǎng)回水溫度相差較大，故利用熱水循環(huán)泵將一部分制備好的熱水送回自來水入口，兩者混合后達到40 ℃左右，再進入換熱器中換熱，以防止熱網(wǎng)回水溫度過低對熱泵產(chǎn)生影響。

2.2 制取80 ℃熱水方案

制取80 ℃的熱水時，需要熱網(wǎng)供水溫度達到85 ℃，溴化鋰吸收式熱泵出口的熱網(wǎng)水溫度不能過高，此時需要在非采暖季投運熱網(wǎng)加熱器，熱網(wǎng)水在流經(jīng)熱網(wǎng)加熱器時由75 ℃被加熱至85 ℃，之后進入換熱器進行換熱。

2.3 技術(shù)經(jīng)濟分析

利用等效焓降法[8]對熱力系統(tǒng)進行分析計算，得到機組在制取70 ℃和80 ℃熱水時的技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)，如表2中所示。在計算中：熱泵的驅(qū)動蒸汽和熱網(wǎng)加熱器的加熱蒸汽均視為來自機組第五段抽汽，其焓值為3 019.9 kJ/kg；忽略投運熱泵對汽輪機背壓的影響；取冷水價格5元/t[6]；標(biāo)準(zhǔn)煤價格800元/t。

表2 制取熱水方案主要參數(shù)對比

由表中數(shù)據(jù)可知，機組在非采暖季投運熱泵提供生活熱水，出售熱水的收益大于多耗燃料的成本，具有良好的經(jīng)濟效益，供70 ℃熱水與80 ℃熱水相比，供80 ℃熱水利潤更高。

3 利用熱泵預(yù)熱機組凝結(jié)水技術(shù)經(jīng)濟分析

利用熱泵提取循環(huán)水余熱預(yù)熱凝結(jié)水，這種運行方式具有管理維護方便、設(shè)備初投資小、回收余熱不受熱用戶影響等優(yōu)點[9]。將軸封加熱器后40 ℃的凝結(jié)水引出，進入熱泵系統(tǒng)，加熱至80 ℃后返回各級加熱器，因為機組在THA工況下7號加熱器出口凝結(jié)水溫度為83 ℃，所以此時熱泵系統(tǒng)相當(dāng)于取代了7號、8號低壓加熱器，其系統(tǒng)流程如圖2所示。

圖2 熱泵預(yù)熱凝結(jié)水系統(tǒng)圖

3.1 第五段抽汽驅(qū)動熱泵方案

以第五段抽汽作為熱泵驅(qū)動蒸汽，利用等效焓降法[8]對熱力系統(tǒng)進行分析計算，得到其技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)與機組THA工況下運行的對比情況如表3中所示。在計算中，取機組年利用小時數(shù)為5 000 h。

表3 第五段抽汽驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水工況主要參數(shù)對比

可以看出，使用第五段抽汽驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水的運行方式并不節(jié)能，造成熱耗率上升的主要原因是蒸汽做功能力的降低。抽取第五段抽汽作為熱泵驅(qū)動蒸汽，其焓值為3 019.9 kJ/kg，質(zhì)量流量為10.14 kg/s，如果不抽取這部分蒸汽，使其進入低壓缸做功，取低壓缸排汽焓2 373.1 kJ/kg，忽略低壓缸內(nèi)效率損失，可以做功6 549.43 kW。

驅(qū)動蒸汽進入熱泵后，和循環(huán)水余熱一同加熱凝結(jié)水，排擠七號、八號加熱器抽汽，使這部分抽汽可以繼續(xù)在低壓缸做功，七號抽汽，其焓值為2 641.1 kJ/kg，質(zhì)量流量6.63 kg/s；八號抽汽，其焓值為2 495.3 kJ/kg，質(zhì)量流量5.66 kg/s，取同樣排汽焓的條件下，額外做功共計2 468.492 kW。

驅(qū)動蒸汽進入熱泵損失的做功能力多于排擠低壓抽汽節(jié)約的功，最終使機組熱耗率上升。

3.2 第六段抽汽驅(qū)動熱泵方案

將熱泵驅(qū)動蒸汽切換為第六段抽汽，其壓力為1.87 MPa，焓值為2 823.7 kJ/kg，經(jīng)現(xiàn)場試驗得出：熱泵在此參數(shù)下運行時，與在額定參數(shù)下運行相比COP基本不變。通過分析計算，其技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)如表4中所示。

表4 第六段抽汽驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水工況主要參數(shù)

可以看出，使用第六段抽汽驅(qū)動熱泵，與使用第五段抽汽相比，汽輪機熱耗率有所降低，但仍不節(jié)能。由于第七段抽汽的參數(shù)已不足以驅(qū)動熱泵，如使用比五段抽汽更高品位的蒸汽則損失更大，所以只利用汽輪機級間抽汽驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水的技術(shù)路線均不節(jié)能，應(yīng)當(dāng)利用尾部煙氣余熱[10]等不影響機組做功的熱源作為驅(qū)動熱源，級間抽汽僅作為輔助、備用熱源使用。

3.3 其他熱源驅(qū)動熱泵方案

使用汽輪機級間抽汽、主再熱蒸汽以外的熱源驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水，可以保證在回收循壞水余熱的同時不影響機組做功。假設(shè)該熱源參數(shù)滿足熱泵需求，不需輔助熱源，機組在此方式下運行的技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)如表5中所示。

表5 其他熱源驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水運行主要參數(shù)

機組在此方式下運行，可以使汽輪機熱耗率降低約60 kJ/kW·h，降低標(biāo)準(zhǔn)煤耗率約2 g/kW·h，具有良好的經(jīng)濟效益。鑒于預(yù)熱凝結(jié)水所需熱負(fù)荷較小，在不超過熱泵額定制熱能力的情況下，亦可與提供生活熱水的方案同時進行改造，以期得到更高水平的收益。

4 結(jié)論

(1)以某300 MW供熱機組為研究模型，針對其吸收式熱泵在非采暖季的運行方式，提出了供應(yīng)70 ℃、80 ℃生活熱水的方案，兩方案均具有良好的經(jīng)濟效益，供應(yīng)80 ℃熱水與供應(yīng)70 ℃熱水相比，利潤更高。

(2)利用汽輪機級間抽汽驅(qū)動熱泵預(yù)熱凝結(jié)水不能達到節(jié)能目的，機組能耗隨抽取驅(qū)動蒸汽品位增高而升高。如果采用級間抽汽、主再熱蒸汽以外的熱源，機組在此方案下運行可以降低汽輪機熱耗率60 kJ/kW·h。

(3)機組通過技術(shù)改造，在非采暖季運行熱泵，可以在全年時間范圍內(nèi)利用循環(huán)水余熱，提高能源利用率，節(jié)約成本，達到節(jié)能減排的目的。