李铁军

(河北省电力研究院热动所，河北 石家庄 050021)

0 引言

目前，北方各大中城市的热电联产集中供热系统均面临2个问题:一是集中供热热源普遍不足，难以适应城市建设发展的需要，增建新的大型热源又往往受到环境保护因素的制约;二是管网输送能力受限，热电厂供热容量大，多设置在距热负荷中心较远的区域。热网投资过大和输送能力不足已成为供热系统发展的瓶颈。

热电机组大量的汽轮机排汽余热通过冷却塔排放掉，而热电厂循环水余热回收供热技术以汽轮机供暖抽汽驱动，能将电厂循环水余热回收，用以加热热网回水。该技术在不改变目前城市热网基本架构的前提下，可使管网的热量输送能力提高，增大了热源的供热能力，提高了电厂的综合能源利用效率，同时可以减少电厂循环冷却水的蒸发量，节约水资源并减少向环境排放的热量。基于吸收式换热的热电联产集中供热技术虽然理论上已经很成熟，但从投运的实际效果来看与设计值偏差较大，节能效果并没有理论上那样理想。本文简单介绍某工程循环水余热利用系统的建设与运行情况，对实际运行中系统出现的问题进行分析。

1 设备及系统简介

某热电厂装机容量为2×300 MW，电厂运行数据显示，全厂每小时通过凉水塔排入大气的热量约为1600 GJ，相当于54.6 t标煤的发热量。若能回收，用于城市供热，可产生巨大的经济效益和社会效益。

该热电厂在城区外南端，供热负荷主要分布在铁路以西的城区，电厂距离热负荷中心约8 km，城市供热负荷主要向北发展，末端负荷距离电厂已超过10 km。

热电厂热网设计供热面积为1 400万m2，设计热网额定供水量为11 000 t/h，设计供水温度为130℃，设计回水温度为70℃。2010年冬季实际供暖面积已接近1100万m2，最大供水量为8330 t/h，供水温度一般为100～116℃，回水温度一般为56～63℃，供水压力为 0.700 MPa，回水压力为 0.260 MPa。

每台机组循环水系统配有2台流量为17 640 t/h的循环水泵，冬季运行1台，凝汽器循环水进、出口温度为19/29℃。

汽轮机供热汽源为5段抽汽，供汽绝对压力为0.245 ～0.600 MPa可调，额定供热量为 400 t/h，对应的抽汽绝对压力为0.350 MPa。现在热网冬季最大供水量为8370 t/h，最高热网供水温度为116℃，最大总供热抽汽量为701 t/h。由此可见，2台300 MW机组的供热汽源已经接近额定抽汽量，已不能满足未来的供暖需求。

目前，铁路以西城区内供热管网已基本覆盖现有用户，由于分支供热管网改造难度大、热力站基本满负荷等，部分末端用户已出现了供热不达标的情况，不得不在末端热力站加设一次网管道泵来提高流量，导致新增用户供热入网的难度较大，供热需求难以满足。

在电厂设置蒸汽吸收式热泵进行循环水余热回收利用，以提高电厂供热能力;同时，在热网采用回水直供、混水供热方式，提高管网输送能力，以满足供热的需求。循环水余热利用系统包括驱动蒸汽系统、热源水系统及热网水系统。系统主要设计参数见表1。

2 吸收式热泵技术原理简介

吸收式热泵以低温、低压饱和蒸汽作为驱动力，从低温热源(循环水)中回收低品位余热，将蒸汽本身放热和回收余热同时传递给热网水。吸收式热泵热量原理简图如图1所示，循环水余热回收技术原理图如图2所示。

表1 系统主要设计参数(单台吸收式热泵机组)

图1 吸收式热泵热量原理简图

3 试运行中出现的问题

3.1 驱动蒸汽系统

3.1.1 驱动蒸汽系统概况

热泵驱动蒸汽取自#11机组采暖抽汽系统，接口位置在#11机组换热站A01列柱6.3 m层采暖抽汽母管，采暖抽汽母管由此向换热站西侧引出1条DN 900的蒸汽管道，在此蒸汽管道上分别设置手动关断阀、电动关断阀和减温器，驱动蒸汽系统示意图如图3所示。

该机组采用吸收式热泵，热泵机组工质溶液温度低于165℃时，对金属的腐蚀性不大，而当溶液温度超过165℃时，溶液对碳钢和紫铜的腐蚀性急剧增大。故要求将由5段抽汽提供的参数为280℃，0.300 MPa(表压)的过热蒸汽(采暖抽汽)经过减温器减温后变为饱和温度约为140℃的饱和蒸汽，供给热泵作为驱动蒸汽。蒸汽在热泵内释放出热量凝结成水，每台热泵的凝结水(压力约0.020 MPa)经过2根DN 80的管道自流至热泵房两侧DN 200的凝结水母管，经母管进入布置在－3 m标高的闭式凝结水回收水箱内，经凝结水回收装置配套的水泵升压后排入现有#11机组热网加热器的疏水管道上，沿着现有热网加热器疏水系统进入高压除氧器回收。

3.1.2 驱动蒸汽系统投运后出现的问题

在机组调试期间，投运蒸汽后，出现了减温器后温度降低到饱和温度以下120℃、各热泵入口温度接近200℃以及减温器后疏水管满水的现象，减温器不能很好地工作。投运一段时间后没有明显的好转，致使热泵系统无法投运调试。

3.1.3 原因分析及改造

出现上述现象的原因是:老机组受现场空间条件限制，减温器后直管段长度不够，减温水喷入后未能完全充分混合汽化;过热蒸汽流速在投运初期较小，减温器后蒸汽携带水滴在急转弯管段和爬高管段在离心力及重力作用下落到管道底部，造成疏水管满水，热泵入口温度仍为过热蒸汽。另外，由于系统投入初期与正常运行时的蒸汽流量相差较大，造成投运初期喷水量要求较低，所以减温水调整门开度非常小，导致门后压力很低，减温水不能很好地雾化。

针对以上问题，调试人员与设计院、减温器厂家和建设方沟通，综合考虑压降对经济性影响等因素，决定将减温器后直管段加长20 m，降低管段爬升高度;同时，为了解决投运初期蒸汽流量低、减温水调门开度小、减温水雾化不好的问题，增加由热泵蒸汽母管末端通过一个调整门直接接回热网加热器的管段，以便在投运初期打开该调整门增加用汽量，解决了初期投运用汽量小、减温水不好控制的矛盾。更换雾化效果好的喷头，雾化喷头120孔，孔径为1.2 mm。改造后减温器工作正常，减温后各热泵入口温度控制在饱和温度140℃左右。改造前、后蒸汽系统如图4、图5所示。

3.2 热源水系统

3.2.1 热源水系统概况

该电厂热泵房布置在#11机组热网加热器厂房南侧场地，该场地距离抽汽管道和循环水管道很近。从#11机组凝汽器出水循环水干管上接出2根DN 1400的管道至2台循环水升压泵(50%容量)入口;循环水升压泵供水至热泵热源水供水母管(DN 1400)上，热源水通过热泵后回流到1根DN 1800的热源水出水母管。出水母管设2条回路，其中一条回路通过电动阀门1、调节阀2与#11机组凝汽器入口循环水干管相连接;另一条回路通过电动阀门3、调节阀4与#10机组凝汽器出口循环水干管相连。

循环水升压泵布置在热泵机房的泵坑内，共设置2台循环水升压泵，不设备用。为保证系统的稳定运行，循环水升压泵的扬程在参考循环水系统压力计算结果的基础上考虑5 m的裕度。

系统投运后，老厂2台机组各有1台循环水泵低速运行，原循环水泵房外的循环水联络阀门打开，#11冷却塔关闭，#10冷却塔运行，整个热泵本体运行的循环水量为18400m3/h。机组的具体运行流程为:热泵本体正常运行时，#11冷却塔入口3个阀门关闭。循环水通过升压泵进入热泵，经热泵吸收热量后，大部分循环水通过电动蝶阀1与电动调节阀2返回#11机组凝汽器入口，形成一个闭式循环路径;为调节凝汽器出口循环水温度，通过电动蝶阀3与电动调节阀4调节一部分循环水进入#10机组凝汽器出口循环水退水管道，进入#10冷却水塔进行冷却，实现两塔合一的运行方式，提高了冷却水塔的防冻能力。冷却后的这部分循环水经电厂循环水泵打回#11机组凝汽器入口，与闭式循环的冷却水进行混合，达到控制温度的目的。电厂循环水泵只起到补水的作用。对于#10机组，在冬季正常运行工况下，其循环水量为2台循环水泵出水量之和减去#11机组的用水量。热源水系统示意图如图6所示。

3.2.2 热源水系统存在的问题

热泵系统试运行期间，循环水出水温度达到34℃，满足热泵要求的最佳入口温度，循环水温降最大为4℃，低于设计温降值，热网水温升由55℃达到73℃，达到设计要求。由于热源水温降达不到设计值(6℃)，造成#11机组凝汽器循环水入口温度偏高，为了避免对主机运行产生影响，需要去#10塔调节阀4常开，由此造成#10，#11机组真空度由－98 kPa下降到 －95kPa，端差由2.4℃增加到4.6℃，影响#10机组真空度。为了不对#10机组产生影响，将#3，#4门关闭，打开回#11塔的3个门，由于热源水温度降低，为避免#11凝汽器进口温度高，只能限制#1，#2门的开度，从而影响热泵提取总热量效果，使热泵经济性有较大的折扣。

3.2.3 原因分析与改造

(1)使用超声波流量计测量循环水流量，测量结果显示热源水流量偏大，导致换热给热网水同样热量所需的热源水温降低于设计值。另外，循环水流量偏大还会增加厂用电率，进一步影响机组经济性。建议对升压泵进行改造。

(2)循环水系统设计不尽合理，应避免#11机组热泵系统投运对#10机组产生影响，#11机组退水接回本塔，不能向#10机组退水排放，以挤压#10机组退水，影响#10机组循环水量，对#10机组真空度产生影响。热泵热源水出水按图7进行改造，可以控制循环水进水温度，避免对本机组真空度产生影响，也可以避免对#10机组真空度产生影响。

图6 热源水系统示意图

(3)确定热泵入口循环水温度时，不应太多考虑热泵单体成本，应该综合考虑机组整体经济性，不能为了余热回收系统专门提高凝汽器循环水出口温度，从而影响凝汽器真空度。因为凝汽器真空度下降会造成装置效率、热耗及煤耗增加，最终会使热泵的经济性有较大的折扣。

图7 改造后的热源水示意图

4 结论

(1)利用“基于吸收式循环的热电联产集中供热”技术，可将提高热源供热能力、增加管网输送能力以及电厂的节能增效有机结合起来，是热电联产集中供热领域一项有前景的技术革新。

(2)热泵机组具有可观的经济效益与社会效益，但是热泵制热性能系数(COP)很高，电厂整个循环经济性未必高。要达到热泵制热效率与电厂整个循环效率双赢的目的，就不应该通过提高凝汽器循环水出口温度来满足热泵的最佳工况，这样做会影响凝汽器的真空度，进而影响整个机组的经济性。虽然热泵机组本身的制热效率很高，但由于真空度的下降，整个机组的经济性下降，大大抵消了热泵本身所带来的经济效益。所以，在热泵机组选型时，对热源水温度的选取应该建立在机组最佳经济运行工况下循环水出水温度前提下，综合考虑初投资及收益年限，选取一个对汽轮机组综合效率较经济的热泵本体热源水进水温度参数。

(3)循环水系统对机组安全性及经济性影响较大，升压泵退水应独立回塔，以免影响其他机组的经济性，导致总的经济性没有优势。

［1］宋之平，张光，周少祥.新模式热电联产系统:联产供热的一个发展［J］.工程热物理学报，1997，18(5):536－539.