基于乏汽余热利用的新型热电联产供热系统全工况优化研究.docx

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基于乏汽余热利用的新型热电联产供热系统全工况优化研究

基于乏汽余热利用的新型热电联产

供热系统全工况优化研究

摘要　利用电厂乏汽余热构建新型热源方式，是实现火电节能和城市清洁供热的重要途径。

为回收乏汽余热，目前电厂的常用做法是将机组高背压、吸收式热泵和热网低温回水三种技术结合构建新型多热源梯级供热系统。

然而在此类系统的全工况运行中，当乏汽余热不能被全部回收时，过剩乏汽需要通过凝汽器凝结放热，由此带来系统能效降低和凝汽器运行安全受影响的问题。

为解决这两方面问题，以进一步实现能源梯级利用，本文开展系统集成改进和全工况优化研究：

（1）引入供热等效电作为能效综合评价指标；

（2）提出热网水串联加热流程以实现机组之间能源梯级利用；（3）提出多台机组联合的新型热电联产系统运行参数综合优化思路。

通过上述研究，提升系统综合能效，同时确保了凝汽器全工况运行安全。

关键词　热电联产；乏汽余热利用；能效；全工况运行；优化

0引言

我国非常重视发展燃煤热电联产，近年来全面启动300MW以上抽凝两用机组的建设[1]。

然而，该类型机组仍有大量低压蒸汽（即乏汽）通过凝汽器凝结放热，这部分热量占机组耗热量的20~50%。

若能回收这部分冷凝热并用于建筑采暖，则可以大幅提高电厂的供热能力及能源利用效率[2]。

然而，乏汽余热温位较低，无法直接加热热网水，目前通常将“热网低温回水”、“机组高背压”及“吸收式热泵”三种技术路线结合，构建乏汽余热利用供热系统[3-4]。

以两台300MW空冷机组为研究对象构建的热网水并联梯级加热系统如图1所示。

在部分热网子站设置吸收式换热机组[5]，以一次网供水为驱动，在不额外消耗高品位能（电能）的前提下，显著降低回水温度τ2-1至25℃左右；将返回电厂低温热网回水平均分流，分别引入两台机组的乏汽—水换热器，提高机组背压以直接加热热网水至tH1[6]；在电厂内设置吸收式热泵[7]，以机组抽汽作为驱动热源回收乏汽余热，乏汽—水换热器出口的热网水被加热至tH2；将热泵出口的热网水引入热网加热器加热至供水温度τ1。

由于在图1所示的供热系统中热网水并联连接，两台汽轮机组的抽汽流量De、低压缸乏汽流量Dt和机组背压Pb等参数相同。

在全工况运行中当低压缸乏汽余热不能被系统全部回收时，剩余的热量需要通过空冷凝汽器散失，系统能效和空冷凝汽器运行安全会因此受到影响。

为解决这两类问题并进一步发掘供热系统节能潜力，一方面需要深入分析抽汽与乏汽的参数，以及各加热环节的供热量构成以改进梯级加热系统的集成思路；另一方面需要分析热负荷变化及其对系统能效的影响，以制定全工况优化运行策略。

1建立供热特性计算模型

忽略热网水在输送和换热过程中的热损失，系统的供热负荷qn等于采暖用户的热负荷qo。

式中：

qn′为供暖设计热负荷（MW）；qn为某一室外温度下供暖热负荷（MW）；q为供暖相对热负荷比；tn为供暖室内计算温度（℃）；tw为某一室外温度（℃）；tw′为供暖室外计算温度（℃）。

1.1热网部分

在热网子站，一次网水通过水—水换热器和吸收式换热机组加热二次网水。

为保证水力工况稳定，一次网采用质调节运行方式，即保持流量稳定，改变热网水温以应对室外温度变化引起的热负荷变化[8]。

在一次网的全工况运行中，供水温度τ1见公式

（2），来自吸收式换热子站（热负荷比xA）的回水温度保持其设计值τ2-1′不变[9]，来自水—水换热子站（热负荷比1-xA）的回水温度τ2-2见公式（3），返回电厂的回水温度τ2见公式（4）。

式中：

τ1′为一次网设计供水温度（℃）；τ2-2′为水–水换热子站的一次网设计回水温度（℃）；tg′为二次网设计供水温度（℃）；th′为二次网设计回水温度（℃）；th为二次网回水温度（℃）；Δt′为设计工况下的水—水换热器对数平均温差；xA为吸收式换热负荷比。

1.2热源部分

在图3所示的梯级加热系统中，热网回水依次被乏汽—水换热器、吸收式热泵和热网加热器加热。

各加热环节的热平衡分析如下：

（1）乏汽—水换热器：

乏汽供热量qc1。

qc1=Gcp（tH1-τ2）/3600=Dt1（hc-hc,s）/3600（5）

式中：

cp为水的质量定压比热容（kJ/kg）；G为热网水流量（t/h）；Dt1为乏汽–水换热器回收的乏汽流量（t/h）；he为抽气焓值（kJ/kg）；hc,s为凝水焓（kJ/kg）。

机组背压被提高至Pb。

Pb=Pressure（T1=tH1+Δd，x=1）（6）

式中：

Δd为换热器端差（℃）；x为乏汽干度。

（2）吸收式热泵：

供热量qAHP，包括消耗的抽汽热量qe2和热泵回收的乏汽热量qc2。

qAHP=qe2+qc2=Gcp（tH2-tH1）/3600（7）

qe2=De2（he-he,s）/3600=qAHP/COPh（8）

qc2=Dt2（hc-hc,s）/3600=qAHP（1-1/COPh）（9）

式中：

De2为热泵消耗的抽汽流量（t/h）；Dt2为热泵回收的乏汽流量（t/h）；he为抽气焓值（kJ/kg）；he,s为凝水焓（kJ/kg）；COPh为热泵性能系数。

（3）热网加热器：

抽汽供热量qe1。

qe2=Gcp（τ1-tH2）/3600=De1（he-he,s）/3600（10）

式中：

De1为热网加热器消耗的抽汽流量（t/h）。

该多热源梯级加热供热系统的供热量qn包括抽汽供热量qe和乏汽供热量qc。

qn=qe+qc=（qe1+qe2）+（qc1+qc2）=Gcp（τ1-τ2）/3600（11）

1.3抽凝比与余热回收率

（1）定义机组抽凝比xec，为机组抽汽供热量qe（MW）与对应低压缸排汽热量qt（MW）的比值。

式中：

De为抽汽流量（t/h）；Dt为低压缸排汽流量（t/h）；he为抽汽焓（kJ/kg）；hc为排汽焓（kJ/kg）。

（2）定义系统抽凝比Xec,s，为抽汽供热量qe（MW）与乏汽供热量qc（MW）的比值。

式中：

Dc为用于供热的乏汽流量（t/h）。

（3）定义全工况下乏汽供热量qc与低压缸排汽热量qt的比值为乏汽余热回收率ε。

2系统运行能效与空冷凝汽器安全分析

如图1所示的以2×300MW机组（CZK300/258-16.7/0.4/537/537）为例设计乏汽余热利用供热系统的设计参数见表1。

由于两台机组运行参数相同，现任取一台机组分析其抽汽供热量qe、乏汽供热量qc和低压缸排汽热量qt以及抽凝比xec、Xec,s的变化规律，如图4所示。

图4单台机组qe、qc和以及qt抽凝比xec、Xec随室外温度变化规律

随着室外温度升高，系统的总供热量下降。

根据多热源梯级供热系统的集成特点，基本运行方法如下：

优先降低作为调峰负荷的抽汽供热量qe，保持作为基础负荷的乏汽供热量qc稳定。

因此随着抽汽供热量qe的降低，低压缸排汽热量qt将会增加。

由公式（12、13）可知，机组抽凝比xec始终小于系统抽凝比Xec,s，随着室外温度升高余热回收率ε逐渐降低。

热量为qt-qc的过剩乏汽热量需要通过空冷凝汽器散失，由此带来能效和空冷凝汽器运行安全问题：

（1）系统能效降低：

在供热系统的集成设计中提高了机组背压，因此低压缸有效焓降减少，机组发电受影响。

特别是当室外温度升高时低压缸乏汽流量增多，机组损失发电量随之增大。

过剩的排汽在空冷凝汽器中散热造成能源浪费。

（2）空冷凝汽器运行安全受影响：

空冷凝汽器按照乏汽流量大且室外温度高的机组纯凝工况设计，配置了巨大的换热面积[10]。

而在冬季供热工况下，机组乏汽量小且外界温度低，空冷凝汽器的冷却能力过剩，因此北方地区的热电厂普遍存在冬季空冷凝汽器防冻的问题。

特别是过剩的热量qt-qc会增加空冷凝汽器出现结冻的风险。

3建立全工况运行能效评价方法

新系统利用包括抽汽和乏汽在内的热源蒸汽供热会减少电厂的发电量。

以电量作为统一标准合理评价梯级供热系统中各热源的能源价值，本文引入供热等效电作为系统运行能效的评价指标[11]。

（1）抽汽供热等效电功率weq,e

某时刻i，利用抽汽供1MW热量，因抽汽使低压缸进汽流量降低而减少的机组发电功率，MW电/MW热。

式中：

Δwe为因抽汽供热而减少的发电功率（MW）；De,i为i时刻供热抽汽量（t/h）；he,i为i时刻抽汽焓（kJ/kg）；hc,i为i时刻排汽焓（kJ/kg）；hes,i为i时刻疏水焓（kJ/kg）。

（2）乏汽供热等效电功率weq,c

某时刻i，利用乏汽供1MW热量，由于背压提高，使低压缸乏汽流有效焓降降低而减少的机组发电功率，MW电/MW热。

式中：

Δwc为因高背压乏汽供热而减少的发电功率（MW）；Dt,i为i时刻机组排汽量（t/h）；Dc,i为i时刻回收乏汽量（t/h）；hc2为高背压乏汽焓（kJ/kg）；hc1为机组原背压下排汽焓（kJ/kg）；hcs,i为疏水焓（kJ/kg）。

（3）系统综合供热等效电功率weq,s

综合抽汽和乏汽供热对机组发电的影响，系统供1MW热量而减少的机组发电功率，MW电/MW热。

式中：

xec为机组抽凝比；ε为乏汽余热回收率。

对于供热系统而言，供热等效电功率weq,s越低意味着供热的能源代价越小，系统能效越高。

由式（17）可知，影响weq,s的主要因素有三：

（1）机组背压Pb：

乏汽供热量一定时，Pb越低则因提高背压减少的发电量Δwc越少，乏汽供热等效电功率weq,c越低，则weq,s越低。

（2）机组抽凝比xec与余热回收率ε：

一般情况下抽汽供热等效电功率weq,e高于乏汽供热等效电功率weq,c。

由公式（17）可知，当xec较低ε较高时，weq,s较低。

（3）（相应地，定义系统综合供热等效电Weq,s：

指整个采暖季系统供1GJ热量而减少的机组发电量，kW·h电/GJ热。

因此，应该深入剖析关键系统运行参数（Pb、xec、ε）与weq,s和Weq,s的内在关联，制定系统全工况优化运行策略。

4机组运行背压优化

根据公式（1~4）计算的一次网水温变化规律如图5所示。

随着室外温度升高，一次网回水温度由35℃降至30℃。

根据τ2的这种变化规律，本文设计两种机组运行方式：

（1）定背压运行

全工况运行中，始终保持机组背压30kPa恒定。

随着一次网回水温度的降低，乏汽—水换热器的供热量qc1逐渐增加；

（2）变背压运行

全工况运行中，随着τ2由35℃降至30℃，逐渐将机组背压由30kPa降至10kPa（额定值），乏汽–水换热器的供热量qc1保持不变。

根据机组两种不同的运行方式，全工况运行中机组背压Pb的变化规律如图6所示，机组抽凝比xec和余热回收率ε的变化规律如图7所示。

由图6可知，变背压运行中Pb较低，这意味着乏汽供热等效电功率weq,c较低，乏汽供热影响发电量Δwc较低。

由图7可知，定背压运行的xec较低，ε较高，这意味着定背压运行可以回收更多乏汽余热以代替抽汽供热，抽汽供热影响发电量Δwe较低。

两种运行方式综合供热等效电功率weq,s1与weq,s2的分析如图8所示。

（1）当室外温度低于-0.9℃时低压缸排汽流量Dt相对较小，抽汽流量De相对较大。

变背压运行中通过降低机组背压使乏汽供热等效电功率weq,c降低不明显，因此定背压运行的weq,s1较低。

（2）当室外温度高于-0.9℃时低压缸排汽流量Dt相对较大，抽汽流量De相对较小。

变背压运行中通过降低机组背压，乏汽供热等效电功率weq,c显著降低，因此变背压运行的weq,s2较低。

根据上述分析，本文提出一种机组优化背压运行方式：

（1）当室外温度低于-0.9℃时采用定背压运行；

（2）当室外温度高于-0.9℃时采用变背压运行。

优化背压运行后机组背压Pb的变化规律如图9。

采用优化背压