基于膨胀机-热泵（st-hp）的大型吸收式热电联产机组集中供热方法

2020-04-11刘浩晨耿直顾煜炯

化工进展 2020年2期

刘浩晨，耿直，顾煜炯

（1华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京102206；2郑州航空工业管理学院航空工程学院，河南郑州450046）

近十年，我国城镇化高速发展，但清华大学建筑节能研究中心等[1]通过调研发现当前我国的人均公共建筑面积与发达国家水平仍有较大差距。而据2017 年相关数据统计表明：北方城镇供暖能耗占全国总建筑能耗的21%[2]，建筑的采暖能耗将有大量需求；基于“富煤少油”的基本国情，我国在过去的二十年里大力发展燃煤电站，目前我国燃煤发电机组的各项指标已经处于世界领先水平[3]。截止2017 年底，全国发电装机容量17.8 亿千瓦，其中火电装机11.0亿千瓦，占62.2%，而且全年全社会用电量同比增长7.7%，增速同比增加1.6%[4]；为保证可持续发展，响应国家“节能减排”和“清洁供热”的号召，燃煤火电机组进行了灵活性改造，为可再生能源让出可上网电量指标以减少弃风率、弃光率。由此导致燃煤机组常年在75%热耗率验收（THA）工况甚至50% THA 工况下运行。刘强等[5]通过热力学第二定律的㶲分析方法发现这种工况下火电机组整体性供电煤耗高、汽轮机效率低，此时末级汽轮机会排出携带大量余热的蒸汽，造成大量热源的浪费、造成热污染，甚至经济效益下滑；而同时我国北方集中采暖时会面临两方面的问题[6]：一是城市热源严重不足，传统热源的产生需要化石能源的燃烧，故其环保性欠佳，另外新能源采暖的研发、审批、建设、投产还不足以应用于工程实际；二是市政热网运输能力不足，现有的道路资源也被挖掘殆尽，靠增加输运管径不仅会增加热耗率和电耗率，而且极易造成城市水力失调。因此，在安全、可靠、高效和经济的前提下找到能够清洁供热的方案显得十分必要。

国外方面，Lund等[7]将可再生能源引入供热系统开发了第四代供热系统；Buffat 等[8]通过地信系统将瑞士热电联产潜力与时空住宅热需求和屋顶光伏潜力进行比较，确定瑞士分散热电联产工厂的时空平衡潜力；Gvozdenac等[9]比较了火电厂采用热电联产时和不采用热电联产的差异。国内方面，江亿等[10]提出等效电法的评估参考，有助于科学地评价热电联产体系；付林等[11]提出Co-ah 的热电联产机组的改造方案并论证了可行性，分析了整体机组的能耗与经济性，而且在赤峰市得到了2 年实际运用，取得了良好采暖效果；林振娴等[12]对热电联产系统中的热网加热器进行了全工况分析；戈志华等[13]研究了高背压供热方案在330MW 空冷热电联产机组中的应用，并以一次热网回水温度为自变量探究了供热能力以及发电煤耗的变化；杨志平等[14-15]以供电煤耗为标准、使用Ebsilon研究了高背压热负荷占比和热网供水温度对310MW抽凝-供热机组能耗的影响；赵文沛[16]提出了以2台背压机为主、热泵技术为备用的回收汽轮机中压缸抽汽的余热余压利用方案，并在寒冬时期为某300MW 电厂做了样本工程，使得能量得到了梯级利用；孙维理等[17]将余热利用装置和余压利用装置进行管道连接，将进入锅炉的软水温度从15℃提高了90℃以上，降低锅炉燃料使用成本；顾煜炯等[18]提出使用ORC 发电技术利用电厂循环冷却水余热，达到热电联产高效节能的目的；郭中旭等[19]研究吸收式热泵在热电联产方案上的应用，并探究发电量与发电煤耗率随热负荷的关系；吴现力等[20]研究海水淡化的热电联产系统，并论证方案的可行性。

上述研究工作促进了热电联产事业的发展，但仍未涉及600MW 以及更大容量、更高参数火力热电联产机组的建模、仿真与分析；事实上，为了达到环保要求以及技术性指标，我国已经缓建、停建甚至关停了小型火电发电机组，而且燃煤机组目前正在向大容量、高参数、工业4.0[21]以及人工智能方向发展，并且会在相当长的时间内保持这一现状不动摇。与此同时高背压热电联产方案会利用汽轮机抽汽，如图1所示，使中压缸部分排汽进入尖峰加热器从而实现热网水的温升。但对于高参数火电机组而言，中压缸排汽除了热量可以利用外，仍有压力可以利用，根据相关调研[22]发现，此处蒸汽的相对压力处于0.6～0.9MPa 级别，以往节流滞止的方法不仅提高了朗肯循环的不可逆程度，而且对通流部分阀门、管路材料应力要求苛刻。因此，如何在供热、节能的同时可靠、充分、科学和经济地利用热电联产机组的余压显得十分必要。

图1 传统热电联产方案图

本文提出一种基于螺杆膨胀机与吸收式热泵的热电联产方法（screw turbine and heat pump-based absorption combined heat and power，st-hp）。该方法能使用螺杆膨胀机和吸收式热泵分别充分回收中压缸排汽的节流功与电厂循环冷却水中的余热，而且在热力站处增设吸收式换热装置提升一次热网水的温差来提高热力管网运输热量的能力。基于Ebsilon 软件仿真得到在外界热负荷一定时st-hp 系统在50%、75%、100% 汽轮机额定出力工况（turbine heat acceptance，THA）和阀门全开工况（valve wide open，VWO）4 种具有代表性工况时的参数。并基于热力学第二定律与分析理论，对三个主要利用余热余压的元件（螺杆膨胀机、吸收式热泵和尖峰加热器）进行了㶲分析和分析。在吸收式换热机组侧，使用能质守恒方程、通过Matlab程序设计相关参数，并使用工程实例进行模型验证。对小型机组而言，中压缸排汽参数如温度、压力和流量都较低，①考虑到汽轮机运行安全问题，汽轮机可允许抽汽量十分有限；②实际上小型机组中压缸排汽由于绝对压力较小而压差利用空间有限，再考虑到管道压损、膨胀机进汽压损等因素，小型机组汽机抽汽仅能满足目前设备对余热利用的要求；③能够回收的节流功很小，利用潜力不大，难以满足电厂侧热网水泵、电厂凝结水泵的功耗。

1 系统介绍

图2给出该系统方案的简易流程，该流程主要由电厂侧和热力站侧两部分构成。在电厂侧，首先在热电联产系统（combined heat and power，CHP）中使用st-hp技术：使中压缸（intermediate pressure cylinder，简称IP或IPC）部分排汽先进入螺杆膨胀机做功发电，由于螺杆膨胀机的特殊构造，蒸汽在螺杆膨胀机内部释放大部分推动功，同时伴有较小温降；其次，将螺杆膨胀机排汽通入单效吸收式溴化锂热泵发生器，驱动热网回水吸收电厂循环冷却水的热量，形成基本负荷热源来实现热网水的初次温升；最后，再抽取中压缸部分排汽组成调峰热源，在尖峰加热器处实现热网水再次温升、达到市政热网的要求。

图2 基于st-hp的吸收式热电联产机组简图

图3 吸收式换热装置数学模型

在热力站处，引入文献[23]中的吸收式换热装置，该装置原理如图3所示。一次热网供水首先作为驱动热源进入热泵发生器，经过初次放热后进入板式水-水换热器，随后作为低温热源进入热泵蒸发器再次释放余热，最后回注市政热网回水系统；二次热网回水被科学、合理地分为两路[24]，一部分进入板式水-水换热器实现温升，另一部分依次进入热泵的吸收器和冷凝器实现温升；汇流后二次热网供水被输运至热用户。

一次热网水在热源处的具体流程是：一次热网回水依次在吸收式热泵中吸收器和冷凝器中进行换热，吸取螺杆膨胀机排汽热量的同时吸收电厂循环冷却水的热量，随后经热网水泵加压进入尖峰加热器，经与中压缸排汽进行换热生成符合要求的一次热网供水。

以上从电厂侧与热力站侧出发进行了节能改造，为热电联产系统带来以下改变。

（1）将一次热网供/回水温度从115℃/55℃改变为115℃/25℃，即温差从60℃提高为90℃，则由传热公式Q=cpmΔt可知，提高50%的一次热网水温差会使热网供热能力提高50%，在不新增热源、不占据城市道路资源和不增加热网管径的情况下充分挖掘了集中供热的潜力。

（2）螺杆膨胀机的发电量（4.362MW）可以满足部分厂内用电需求（1.103MW），利用回收压差的方法使机组的汽水系统㶲损降低，为机组的评价做出有益贡献。

（3）降低了热网回水温度（从50℃降到20℃）和4%流量的电厂循环冷却水温度（从31℃降到20℃），减少供热能耗，回收发电厂的冷源热量，对于空冷机组[25]而言能提高机组经济性。

（4）因为回收了汽轮机乏汽中大量的余热，所以减少了电厂循环水的消耗量，产生社会效益。

2 建模与仿真

为了研究基于st-hp 的大型热电联产供热系统在采暖季期间相关性能参数的变化情况，需要对系统进行模型搭建，同时考虑到大型热电联产机组参数数量基数庞大、种类多、互相的相关程度强、随时空分布波动明显等特点，系统中只有电厂侧的螺杆膨胀机和热力站处的吸收式换热装置为新设备，其余的锅炉[26]、汽轮机[27]、凝汽器[28]和电厂循环水泵[29]等设备模型见参考文献，本文不再赘述。此处只对该系统的吸收式换热装置、螺杆膨胀机、吸收式溴化锂热泵和尖峰加热器进行建模。

2.1 建立模型

对于任何一种工质，其自身具有能量的多少是由状态函数焓[30]来衡量，但事实上，焓（H）是因为在实际工程的开口系统中工质的热力学能（U）和其推动功（pV）经常同时以相加的形式而存在才被定义成式(1)的。当前，蒸汽轮机、燃气轮机等绝大多数动力流体机械在利用推动功的过程中伴有工质热力学能的极大降低；但本文提出的st-hp 系统可以最大程度上分开利用工质的余压和余热。实际上，由于在工程中可以认为热力学能只正比于工质温度，所以实现让工质在螺杆膨胀机中释放大多数推动功的同时尽可能地减少温差就可以实现对工质中余压的有效利用，为st-hp 系统后端的吸收式热泵提供良好的驱动热源；螺杆膨胀机的数学模型如图4所示；其中主要能量平衡方程如式(2)。

图4 螺杆膨胀机数学模型

在热力站处的吸收式换热装置具体是由板式换热器和单效吸收式溴化锂热泵构成，利用一次热网供回水的温差作为驱动力使二次热网回水充分吸收一次热网回水的余热，提升热网一次供回水的温差，从而达到减少供热能耗的目的；因为热力站处是水-水换热，所以换热器采取逆流换热方式布置板式换热器以提高换热效率。主要能量方程式以及相关评价性指标如式(3)～式(10)所示。

换热器的对数平均温差见式(8)。

对于吸收式热泵，其制热能效比COP见式(9)。

对于整个吸收式换热装置，其整体效率见式(10)。

文中螺杆膨胀机的㶲效率用式(13)计算。

文中溴化锂吸收式热泵的㶲效率用式(14)计算。

文中尖峰加热器的㶲效率用式(15)计算。

此处需要说明的是：虽然文献[32]中已经提出按Een=CT2/2 的方式计算，其中C为热容；但由于本文中充当热源的水蒸气大部分处于过热状态，利用上述方式计算会遗失掉汽化潜热，这与式(16)中提到的Qvh不符；所以在此处利用工质的整体热力学能来代表Qvh，这也与被首次提出的文献[32]中对的定义一致。

2.2 模型验证

为了验证新建吸收式换热装置模型的正确性，采用文献[6]中热电联产集中供热示范工程项目运行数据为算例，在相同工况下计算进行模型验证，数据如表1 所示。本文采用的Ebsilon 仿真结果和Matlab设计方案的相对误差在13.5%以内，参数结果合理、科学，满足可靠性需求；其中认为传统热电联产集中供热系统的一次网供回水温度为130℃/70℃，供回水温差60℃。

2.3 性能分析与结果讨论

基于2.1 节中对螺杆膨胀机、吸收式换热装置的数学建模，本文以某600MW 机组为算例，使用已在热电联产领域[37]并取得了大量成果的Ebsilon软件[38]对st-hp 方案进行模拟。由于吸收式换热装置在实际中具有泛在的特点并且可以和泛在电力物联网[39]配合，故本文：①使用Ebsilon 软件对st-hp方案的电厂侧进行仿真；②依据能质平衡方程使用Matlab编程计算对热力站处吸收式换热机组进行数学建模，其概念逻辑如图5所示。本文对热工系统中工质的温度、压力损失进行了酌情的考量。根据上述设备的模型构建整个供热系统，Ebsilon 运行仿真界面如图6 所示，其主要设计参数见表2，吸收式换热装置主要设计参数对应位置以及参数值见表3和图3。

表1 模型数据对比

2.3.1 主要参数分析

设计工况下，st-hp 系统在电厂侧输出热负荷为231.11MW，扣除由于市政热网的管路热阻、管路损失、建筑能耗散和泄漏等情况引起的热损失，预计可以对外提供热负荷为218.06MW，末端用户热指标取50W/m2，则供热面积为436 万平方米。与此同时电厂中热泵处回收了冷凝水中55.56MW的热量，并且使1872t/h 的电厂循环冷却水从31℃降低至20℃，一次热网水在热泵中实现了从20℃到44℃的24℃温升；尖峰加热器换热量为175MW，全部是抽汽热量，热泵承担的热负荷在整体热负荷中比例为24%，其COP为1.68。由于本工艺流程引入了螺杆膨胀机元件，其利用压差发电量为4.362MW，完全可以满足厂用电中除了主给水泵以外所有的用电需求，这时电厂凝结水泵用电量为409.22kW、热泵装置中溶液泵用电219.42kW 和电厂为了将一次热网水增压注入市政热网中而通过增压泵消耗的电量472.82kW，仍有剩余电量3.259MW。最后，汽轮机主机发电量为521MW，锅炉主蒸汽参数与不进行热电联产时机组发电量600MW 时的THA 工况下的蒸汽参数相等。在该流程中基本热负荷热源由螺杆膨胀机排汽、电厂循环冷却水构成，调峰热源由电厂汽轮机中压缸排汽构成，热网水被吸收式热泵、电厂中压缸排汽依次逐级加热，在不增加锅炉出力的情况下实现余压的发电、余热的回收采暖，而且对汽轮机组的出力影响也降低到了最小。

图5 吸收式换热装置在Matlab中的计算流程

表3 设计工况下吸收式换热装置技术参数

为了提高st-hp 系统换热参数的兼容性，本文引入了一个热力站并配备吸收式换热装置以提升一次热网供回水温差，在设计工况下，70%的二次热网水在热泵处吸收热量133MW，实现了从45～65℃的20℃温升；其余30%二次热网水在水-水换热器处吸收热量84MW，实现了从45℃到75℃的30℃温升；最后两者汇流成为0.65MPa、68℃的二次热网供水通向热用户。在上述情况下通过将一次热网供回水温度差从60℃提升至90℃而回收一次热网供水余热61MW，此处单效吸收式溴化锂热泵的COP 为1.83，吸收式换热装置整体换热效率为97.28%。

2.3.2 㶲分析

图7 给出了在变工况时st-hp 系统中螺杆膨胀机、吸收式热泵以及尖峰加热器的㶲效率变化情况。当工况从50% THA 依次经75% THA、100%THA变化到VWO时螺杆膨胀机㶲效率从94.71%下降至93.67%，其效率一直保持在较高水平，这从另一方面也说明了螺杆膨胀机环境适应性强，几乎无㶲流节能空间；吸收式热泵的㶲效率从52.94%升高至53.24%随后下降到53.22%，虽然数据波动不明显但其效率一直维持在不高的水平；尖峰加热器的㶲效率从57.67%下降至52.08%；这说明吸收式热泵和尖峰换热器仍有㶲流的节能潜力，因此在实际操作过程中仍需要将换热器损失的节流功减少，少布置节流阀、弯管、孔板等设备。

图7 变工况下各元件效率

图8 给出了在变工况时st-hp 系统中螺杆膨胀机、吸收式热泵以及尖峰加热器的效率变化情况。当工况从50% THA 依次经75% THA、100%THA变化到VWO的过程中螺杆膨胀机的效率从77.22%下降至64.54%，这是由于效率表明的是热量传递过程的效率，表明了st-hp 系统方案想尽可能减少工质在螺杆膨胀机中的热量的散失；吸收式热泵的效率从91.26%下降至84.35%；而尖峰加热器的效率一直在80%左右且其波动区间没有超过1.5%，表明了热泵的传热效率仍有可提升的空间而在实际中可以通过减少尖峰加热器的传热温差或利用椭圆交叉缩放管[40]以提高速度场与温度场的协同程度来提高效率。

2.3.4 发电煤耗率分析

基于好处归电法对st-hp 热电联产机组进行计算，为了直观地分析机组的热力学经济性，引入了数理统计中“极差”的概念，此处定义发电煤耗率极差表示在相同工况、锅炉出力、热网供回水温度时，传统热电联产机组发电煤耗率减去st-hp 热电联产机组发电煤耗率所得值。此处为了得到具有说明性的结果，探究了在不同工况下、随着热网水质量流量的变化，具体情况如图9所示。

图8 变工况下各元件效率

图9 不同工况下发电煤耗极差随热网水质量流量变化关系

由图9可知，随着热网水质量流量增加，相同工况下发电煤耗率极差一直在减小，但波动范围在12%以内；不同工况下随着机组出力的减小发电煤耗率极差在-5～22.97g/(kW·h)区间内减小，随着机组出力的增加，发电煤耗率降低的速率越大；而在50%THA情况下，st-hp系统的发电煤耗率更大。

3 结论

本文的st-hp 方案首先使用螺杆膨胀机、吸收式热泵分别高效地回收了中压缸部分排汽的节流功、部分电厂循环水余热；其次在热力站侧利用吸收式换热机组提升一次热网供回水温差。新编吸收式换热机组的计算机设计方案程序，在与实际案例进行模型验证后发现该方式切实可行；以某600MW热电联产机组为算例，研究了st-hp方案中螺杆膨胀机、吸收式热泵和尖峰加热器的㶲效率和效率在变工况时的规律。

（1）st-hp 方案不仅能满足部分厂用电需求，还可以在不增加锅炉主机出力、不占据新的城市道路资源的情况下使市政热网的供热能力提高50%。

（2）提出设计吸收式换热装置的流程思路以增强其适应性，提高st-hp方案可行性和准确性。

（3）热电联产领域能量梯级利用过程中，并非机组出力越大，新增供热元件越节能；变工况下的螺杆膨胀机、吸收式热泵和尖峰加热器仍有节能潜力：吸收式热泵和尖峰加热器的节能研究重点是提高热力循环的完善程度以减少㶲损；螺杆膨胀机和尖峰加热器应着重于提高传热过程中工质的速度场和温度场协同程度。

（4）对于st-hp 热电联产机组，相同工况、锅炉出力、热网供回水温度时，机组发的煤耗率极差变化显著，极小值和极大值分别为-5g/(kW·h)和22.97g/(kW·h)，从降低能耗、提高机组热经济性来讲，降低机组发电煤耗率十分必要。

符号说明

COP——热力站处吸收式热泵性能系数

cp——定压比热容，kJ/(kg·℃)

e——比焓㶲，kJ/kg

H——热力学焓，kJ

h——比焓，kJ/kg

h0——环境温度下工质比焓，kJ/kg

IPC—— 汽轮机中压缸（intermediate pressure cylinder）