熱泵技術(shù)在集中供熱系統(tǒng)中的應用

馬玉杰，王靜靜，王麗萍

(1.華能臨沂發(fā)電有限公司，山東 臨沂 276016;2.遼寧省電力有限公司電力科學研究院，遼寧 沈陽 110006)

我國電力生產(chǎn)能源終端利用效率低，一半以上的熱量被凝汽器循環(huán)水帶走［1］，這部分熱量品位較低，不易被直接利用，經(jīng)冷卻塔直接釋放到大氣中，同時，也有相當大的一部分循環(huán)冷卻水蒸發(fā)掉，造成能量浪費、環(huán)境熱污染和水損失。為提高能源利用率，現(xiàn)階段電廠多采用熱電聯(lián)產(chǎn)的方式，但通過循環(huán)冷卻水排掉的熱量仍沒有被有效利用［2］。針對此，結(jié)合熱泵回收余熱技術(shù)，提出了利用吸收式熱泵回收電廠循環(huán)冷卻水余熱以用于集中供熱的節(jié)能方法［3－4］。

1 熱泵供熱方式的確定

熱電廠蒸汽資源充足，可采用節(jié)能效果較好的蒸汽吸收式熱泵機組。根據(jù)熱泵機組在熱網(wǎng)中位置的不同，分為分布式熱泵供熱方式和集中式熱泵供熱方式，由于循環(huán)水供回水溫差小，無法實現(xiàn)遠距離輸送，因此選用集中式熱泵供熱方式。集中式熱泵供熱方式又可分為以下幾種。

圖1(a)為常見的集中式熱泵供熱方式。熱泵產(chǎn)生的熱水，送出電廠進入熱用戶，降溫后返回電廠進入熱泵加熱，如此循環(huán)。該方式產(chǎn)生的熱水溫度相對較低，末端用戶一般只能采用低溫供暖方式，且無法實現(xiàn)遠距離供暖。

圖1(b)為集中式熱泵與熱網(wǎng)換熱器相結(jié)合的供熱方式，特點是熱泵作為1級加熱器，傳統(tǒng)熱網(wǎng)換熱器作為2級加熱器，即采暖抽汽一部分驅(qū)動熱泵回收循環(huán)冷卻水攜帶的余熱初步預熱供暖回水，另一部分進入傳統(tǒng)熱網(wǎng)的汽—水換熱器繼續(xù)加熱供暖回水直至滿足熱網(wǎng)需求。該方式能產(chǎn)生符合傳統(tǒng)熱網(wǎng)需求的高溫熱水［5］。

圖2為大溫差集中式熱泵供熱方式，特點是在電廠內(nèi)采用熱泵和傳統(tǒng)熱網(wǎng)的汽—水換熱器相結(jié)合的加熱方式，產(chǎn)生的高溫熱水送入熱網(wǎng)，在末端采用熱水吸收式熱泵和水—水換熱器相結(jié)合的換熱方式，實現(xiàn)大溫差換熱。

圖1 集中式熱泵供熱方式流程圖

該供熱方式使高溫熱水產(chǎn)生了大溫差，提高了熱網(wǎng)的輸送能力，延長了輸送距離，且由于回水溫度低、無保溫和熱力補償問題，供熱成本低。但由于該方式系統(tǒng)流程復雜，設備初投資比傳統(tǒng)集中供熱方式高，調(diào)節(jié)控制的難度增大。綜合比較以上各種循環(huán)冷卻水熱泵供熱方式的優(yōu)缺點、設備投資成本及系統(tǒng)管理成本、難易程度，本文選擇圖1(b)表示的集中式熱泵與熱網(wǎng)換熱器相結(jié)合的供熱方式。

2 實例概述

某電廠330 MW單抽供熱機組低壓缸為雙缸雙排汽，每邊各有5級 (24/29、25/30、26/31、27/32、28/33)，以平均供熱時的各種參數(shù)為依據(jù)進行計算。根據(jù)吸收式熱泵的類型及機組平均供熱參數(shù)，選用蒸汽型第1類溴化鋰吸收式熱泵:驅(qū)動熱源為0.2～0.8 MPa的蒸汽，機組的COP為1.75～1.85，供熱熱水出口溫度可達100℃，采用汽輪機定流量方式。相關(guān)參數(shù)如表1～表3所示。

表1 平均抽汽參數(shù)

表2 循環(huán)冷卻水參數(shù)

表3 平均抽汽工況時的各種參數(shù)

表4 熱泵5種加熱方式相關(guān)參數(shù)

3 經(jīng)濟效益分析

平均采暖工況下，根據(jù)熱泵冷凝器出口溫度，運用5種不同的熱泵冷凝器出口加熱方式，計算比較其經(jīng)濟效益。熱網(wǎng)平均供、回水參數(shù)及熱泵5種加熱方式的相關(guān)參數(shù)如表4所示 (加熱方式1的出口溫度t′2=72.74℃對應于室外平均溫度tw=5℃時的平均供水溫度)。

熱泵加熱方式1中:熱網(wǎng)循環(huán)水流量 G=7 000 t/h，熱網(wǎng)平均供、回水及熱泵冷凝器對應的焓值分別為h1=387.8 kJ/kg、h2=259.94 kJ/kg、h′2=304.92 kJ/kg。

3.1 節(jié)約采暖抽汽量的計算

熱網(wǎng)回水由 t2加熱到 t′2時所需熱量 Qa=G(h′2－h(huán)2) =8.75 ×104kW。

取熱泵COP=1.8代入式Qg=Qa/COP，得熱泵驅(qū)動熱量Qg=4.86×104kW，熱網(wǎng)回水由t′2加熱到 t1所需汽輪機抽汽量(hc4、h′c4分別為熱網(wǎng)加熱器進出口焓值，kJ/kg)。

pj——第 j段抽汽的壓力;p′j——第 j級加熱器汽側(cè)壓力; Δpj——第 j段抽汽壓損;twj、tsj——第 j級加熱器出口水溫及疏水溫度;hwj、hsj——第j級加熱器出口水焓值及疏水焓值

由于熱網(wǎng)加熱器加熱的蒸汽凝結(jié)后會送入除氧器，為減少工況變動，設熱泵驅(qū)動蒸汽在熱泵內(nèi)放熱凝結(jié)后的參數(shù)與熱網(wǎng)加熱器凝結(jié)水一致，兩部分凝結(jié)水匯合后一起送入除氧器，則熱泵驅(qū)動所需抽氣量G2=Qg/(hc4－h(huán)′c4)，進而可得 G1=250.13 t/h、G2=75.45 t/h。

該機組平均供熱工況采用熱泵系統(tǒng)后可節(jié)約采暖抽汽量G′=G0－G1－G2。其中，平均采暖抽汽工況時的采暖抽汽量G0為337 t/h，進而可得G′=11.42 t/h。

3.2 節(jié)煤量的計算

采用集中式熱泵供熱系統(tǒng)會引起汽輪機采暖抽汽量的變化，進而汽輪機工況發(fā)生變化，但由于采暖抽汽是第4段抽汽 (中壓缸排汽)，又是采用定流量定性分析，因此高中壓缸工況不變，只需對低壓缸的工況變化進行計算分析。

該機組為亞臨界機組，汽輪機第5、6、7段抽汽口分別在25/30、26/31、27/32級后。采暖抽汽量減少必將引起低壓缸流量的增大。通過汽輪機級組的流量與壓比關(guān)系密切，由于變工況后低壓缸各段抽汽量未知，根據(jù)流量變化，先由正比關(guān)系及弗留格爾公式確定低壓缸的進汽壓力及各級壓力，進而計算蒸汽流量變動后各段抽汽流量。

a.各段抽汽參數(shù)的確定

熱力系統(tǒng)低壓加熱器流程圖如圖3所示。以DJ3為例，根據(jù)熱平衡法建立數(shù)學模型，可得第5段抽汽流量。假定進入除氧器的參數(shù)、第4段抽汽參數(shù)不變。除氧量之前的各級加熱器流量隨著采暖抽汽的減少由471.08 t/h增至482.7 t/h，關(guān)系式為

表5 熱網(wǎng)加熱器與熱泵—熱網(wǎng)加熱器采暖工況的參數(shù)對比

可得第5段抽汽量D5=13.85 t/h，根據(jù)此抽汽量重新計算第25/30級后壓力及第6、7段抽汽量，可得第6、7段抽汽量分別為16.7 t/h、10.69 t/h。

b.節(jié)煤量的計算

低壓缸單缸計算結(jié)果如表5所示。

假定各級效率不變，汽輪機低壓缸單缸中的各級多做功:

該機組共多做功 Δw= (Δw24/29+Δw25/30+Δw26/31+Δw27/32+Δw28/33) ×2=1 641 kW。

已知機械效率 ηm=0.989，發(fā)電效率 ηg=0.99，則該機組整個供暖季 (157 d)多發(fā)電量ΔW=Δw ×t×ηm×ηg=6.06×106kWh。

由標準煤耗率bscp=0.325 kg/kWh，可得該機組在整個供暖季節(jié)約標準煤量為1 970 t。

熱泵其它加熱方式的計算過程同上。熱泵采用不同加熱方式時每個供暖季節(jié)煤量的比較如圖4所示。

可見隨著熱泵冷凝器出口水溫的升高，回收循環(huán)水余熱增多，節(jié)煤量增多。

3.3 環(huán)保效益

在各個加熱方式下，該330 MW機組整個供暖季節(jié)減少廢氣、廢渣的排放量及節(jié)水量如圖5～圖7 所示［6－7］。

可見隨著熱泵加熱器出口溫度的升高，其環(huán)保及節(jié)水效果將更明顯。

4 結(jié)論

a.從煤耗率角度，利用吸收式熱泵回收循環(huán)水帶走的部分低位熱量加熱供熱回水，可降低電廠的單位煤耗量，提高全廠的熱效率。同時，可減少CO2、SO2、煙塵、灰渣等的排放量，隨著循環(huán)水蒸發(fā)損失的減少，緩解了溫室效應，有效保護了環(huán)境。

b.隨著熱泵冷凝器出口溫度的升高，熱泵供熱的經(jīng)濟效益越來越明顯。因此在不影響汽輪機組效率及熱泵性能的情況下，應當盡可能提高熱泵冷凝器的出口溫度。

c.初步統(tǒng)計，該方案投資回收期不到4年，具有投資回收期短等優(yōu)點，建議在電廠中廣泛推廣。

圖7 節(jié)水量隨熱泵冷凝器出口溫度變化的趨勢

［1］邊世凱.電廠溫排水余熱利用分析 ［J］.東北電力技術(shù)，2011，32(6):42－44.

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