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1、吸收式热泵技术应用经济效益分析王永强 杜岩 李曙光 陆波 孙靖 （天津国电津能热电有限公司 天津 300300）【摘要】汽轮机的冷端损失是火力发电厂热力系统的最大热量损失，而热泵技术日趋成熟和快速发展，已使得回收汽轮机乏汽冷凝热成为现实，并能够转换为可供城市居民采暖用的高品质热量。本文介绍了利用溴化锂吸收式热泵机组对#2 机组循环水余热进行回收情况，并对经济运行优化、节能减排效果、投资经济性进行分析。【关键词】 冷端损失 供热 热泵 经济运行 节能减排 投资经济性0 引言汽轮机的冷端损失是火力发电厂热力系统的最大热量损失。330MW 等级纯凝式发电机组的排汽冷凝热损失占到进入汽轮机总热量的 5
2、5%以上；即使是在冬季带供热的抽汽凝汽式机组，排汽冷凝热损失也占到进入汽轮机总热量 40%左右。汽轮机乏汽冷凝热损失对于电厂来说是废热排放，但对于冬季需要采暖的建筑而言，则是巨大的能源浪费。如果能够回收汽机排汽冷凝热，并用于居民采暖供热，将大幅提高电厂的供热能力和能源利用效率，同时节约了社会采暖煤耗,减少了污染物排放,从而带来巨大的节能效益、环保效益与社会效益。热泵技术的日趋成熟和快速发展，已使得回收汽轮机乏汽冷凝热成为现实，并能够转换为可供城市居民采暖用的高品质热量。1 概述1.1 工程概况公司一期工程安装 2 台 330MW 亚临界燃煤供热机组，分别于 2009 年 8 月、11 月建成投
3、产。汽轮机为东方汽轮机有限公司制造的 C330/262-16.7/0.3/538/538 型亚临界抽汽式供热燃煤汽轮机。一期工程配套安装了热网首站，安装有 4 台山东鲁润热能科技有限公司生产的 LRJCW2200-2400 型卧式热网加热器，换热面积为 2400，于 2010 年 11 月对华明镇供热，2011 年 11 月同时对市区和华明镇供热。为达到节能减排的目的，进一步降低发电的能耗，2012 年公司对利用吸收式热泵进行机组余热回收项目进行了立项，开始调研论证。2013 年烟台龙源电力技术股份有限公司编制了#2 机组余热利用可行性研究报告 ，公司向上级部门提交了项目申请报告。随着供热面积
4、逐年扩大，为解决即将面临的 238 万供热面积缺口，2014 年对可研报告方案进行了供热增容修订：即在现有 10000t/h 热网水流量的基础上再增加 1400t/h 热网水流量，从而实现供热增容。2014 年 4 月，项目得到市发改委批复，正式开工，建设安装了 8 台 38.96MW 溴化锂吸收式热泵机组，并于 11 月 15 日投入运行。2015 年 2 月 6-11 日，邀请国网天津市电力公司电力科学研究院电源技术中心进行了热泵性能试验，并出具了余热回收集中供热项目性能试验报告 。1.2 溴化锂吸收式热泵原理吸收式热泵也称增热型热泵，原理是以蒸汽为驱动热源，溴化锂溶液为吸收剂，水为制冷剂
5、，利用水在低压真空状态下低沸点沸腾的特性，提取低品位废热源中的热量，通过回收转换制取采暖用或工艺用的高品位热水。即应用高温蒸汽作为驱动热源，把低温热源的热能提高到中温，以达到提高热能的应用效率。吸收式热泵原理见图一。图一 吸收式热泵原理图1）原理概括为：驱动热源（上图中蒸汽）+低温热源（上图中乏汽）中温热源（上图中热水） 。其中对热源技术指标要求如下:2）驱动热源：压力为 0.200.80MPa.a，温度 220左右。3）可应用低温热源：温度 40左右的余热水。4）产生中温热源：可得到比废热温度高 40左右，即 80左右的中温热水。5）热泵制热 COP 为 1.7 左右：就是应用 1.0MW
6、的驱动热源可以得到 1.7MW 的中温热源。1.3 改造后系统、供热能力及机组出力变化公司单台汽轮机额定供热工况时抽汽量为 500t/h，热泵系统投运前凝汽器循环冷却水平均进出水温度约 14/25，热网循环水回水供水温度设计为 70/130，但由于市区供热管路服役时间较长，材质老化，采取降温运行，实际运行温度采用 50/110，供热能力为 660MW，年供热量可达 512 万吉焦，最大供热面积 1208 万。吸收式热泵机组投运前运行方式为：利用机组五段抽汽，额定采暖工况蒸汽压力 0.3MPa.a，蒸汽温度 225，通过热网加热器对热网循环水进行加热升温；#1、#2 机组的热网加热器为串联运行，
7、热网循环水系统图见图二。2013-2014 年供热季供热天数为 147 天，总计供热量 414.7073 万吉焦，供水流量 10000 万立方米/小时，热网回水温度 5055，热网供水温度最高为 102。图二 改造前热网循环水热力系统图余热回收热泵以#2 机组供热抽汽作为驱动热源，并以溴化锂吸收式热泵机组为主体，回收#2 机组循环水余热，并转换为可供城市居民采暖用的高品质热量。改造后#2 机运行背压由 4kPa 提升至9kPa，对应凝汽器循环水出口温度 41，部分循环水经热泵回收余热温度降为 33后，返回至机组循环水系统。热泵性能试验鉴定，热网循环水流量 10000 t/h 工况时，#2 机组
8、实际最大抽汽量工况抽汽量为 477 t/h，供热能力增加 95MW，最大供热面积增加 172 万。由于热泵机组吸收余热水热量向热网系统供热，减少了#2 机组供热抽汽量，机组的发电能力相应提高， #2 机组电负荷增加21MW。热泵设计驱动蒸汽压力 0.4MPa.a，蒸汽温度 240。热网循环水流程为：热泵#1 机热网加热器热#2 机热网加热器加热，变为三级串联加热。#2 机组循环水余热回收改造后系统流程图见图三。2014-2015 年供热季平均气温高于常年，供热量未大幅增加，因此未进行供热增供，供热天数为 122 天，总计供热量 415.2411 万吉焦，供水流量 10000 万立方米/小时，热
9、网回水温度 5055，热网供水温度最高为 100。图三 改造后热网循环水热力系统图2 经济运行公司热泵系统投运后，相关技术人员对运行数据进行了计算、分析，发现一些问题，有些问题通过调整已经解决，未能解决问题已制定了相应的方案，在供热结束后进行改造。主要问题如下：2.1 余热水管道阻力公司每台机组有两台并联的立式循环水泵，流量调节方式为变频调节，夏季两台循环泵运行，冬季一台循环泵运行，春秋季根据凝汽器温升确定循环泵运行台数。单台循环水泵设计流量19872t/h，扬程 0.255MPa，热泵站的余热水系统设计余热水总流量 14100 t/h，设计管道阻力 0.07 MPa。热泵站的余热水系统与机组
10、循环水系统的联接方式为串联；即热泵站余热水取自#2 机组的循环水回水管道，由#2 机组凝汽器出口循环水管道接出，经热泵机组余热提取后，再回至循环水回水管，然后回冷却塔。在与热泵机组余热水管并联的机组循环水管道上设电动蝶阀，即：余热水旁路门进行流量和压力调节。机组的循环水用户除冷却主机及小机排汽的凝汽器外，还有主机润滑油冷油器、闭冷水冷却器及真空泵冷却器。机组循环水系统图见图四。图四 机组循环水用户系统图热泵系统设计计算：冬季机组抽汽在 250-300t/h 时，冷却水温差 1012，除满足热泵机组需要的循环水量（余热水量）外,还富裕 8000-5000t/h 循环水量需直接上塔，由循环水回水管
11、上的余热水旁路电动蝶阀进行调节。冬季机组抽汽在 400-500t/h 时，冷却水温差 10，循环水量（余热水量）全部进入热泵机组，余热水旁路电动蝶阀关闭。机组循环水泵的扬程需要 0.2860.257 MPa，由循环水泵变频调整。热泵系统投运初期，热泵机组逐台投运后，通过关小余热水旁路门，使余热水流量不断增大，机组循环水回水阻力随之增大，循环水回水母管压力相应上升，凝汽器出入口循环水管道压差减小，致使主机润滑油冷油器过水量下降。当余热水流量升至 11000t/h 后，主机冷油器循环水调门逐渐开大至全开，主机润滑油温由 42上升至 44.5，已接近控制上限 45，主机油温已没有可调裕量，如有突发情
12、况，会危及主机安全运行。针对此情况，试图通过调整运行方式解决此问题，由于主机冷油器循环水来水管从凝汽器入口循环水调整门前接出，因此将凝汽器入口循环水调整门关小，以此来提高门前循环水压力，增大主机冷油器来回水压差，增加冷油器循环水量。但此调整又使机组循环水量下降，以致余热水量随之减少。通过凝汽器入口循环水调整门与机组循环水回水母管上的余热水旁路门调整，余热水流量最大可稳定至 11500t/h，达不到热泵泵组设计流量 14100 t/h。热泵系统投运前后主机润滑油相关参数变化如下：分析主要原因为：热泵余热水系统管道阻力大于设计阻力。在夏季大负荷期间，循环水量为两台并联运行循环水泵最大流量工况，凝汽
13、器出口循环水压力为 0.15MPa，热泵系统投运后，余热水流量维持 10000 t/h 时，凝汽器出口循环水压力为 0.22MPa，在机组抽汽量 280 t/h，热泵余热水旁路门未全关工况下，热泵余热水系统增加系统阻力就已经达到 0.07 MPa。热泵余热水系统实际阻力与设计阻力偏差过大，造成余热水流量达不到设计值。夏季大负荷工况循环水系统压力参数如下：热泵系统投运后循环水系统压力参数如下：应对方案：为保证机组安全运行，2014-0215 年供热季余热水流量维持 10000t/h 运行，并在制定了两套解决方案。方案一：在供热结束后，利用机组检修机会，将主机冷油器循环水回水管改由余热水旁路门后接
14、入循环水回水母管接入，由此增大冷油器循环水来回水压差，从而增大冷油器循环水量，来满足主机润滑油温要求。方案二：利用机组检修机会，在机组循环水三个用户，即：主机润滑油冷油器、闭冷水冷却器及真空泵冷却器的管道系统上增设管道泵，增大三个用户循环水流量。由此来消除余热水流量增大的制约因素。2.2 余热水温度控制热泵机组设计余热水进出水温度 41/33，对应机组背压 9kPa，余热水温降为 7。机组背压每升高 1kPa，额定工况约影响机组煤耗下降 2.02g/KWh，机组背压对煤耗影响作用会随机组排汽量减小而削弱。热泵系统投运前机组供热季平均背压约为 4.3kPa，热泵系统投运后，机组背压升高必然会影响
15、机组耗上升。为减小机组背压升高对机组经济性下降的影响，在热泵系统运行后，在保持余热水温降的前提下，低了余热水进出水温度，余热水进出水温度采用 39/31，为达到此目标，对热泵机组进行了一定调整。热泵机组中热量提取和转换利用了三种介质：驱动热源蒸汽，吸收剂溴化锂溶液，制冷剂水。溴化锂饱和溶液的水蒸汽分压力比同温度下纯水的饱和蒸气压力低得多，因而有强烈的吸湿性。利用此特性在不同介质间实现热量传递。溴化锂溶液饱和蒸汽压力同时与温度、浓度有关，而水的饱和蒸汽压力仅与温度有关。溴化锂溶液温度不变时，浓度愈高时水蒸气的分压力愈低，热泵机组中水溶液的蒸发温度就愈低。热泵机组设计溴化锂溶液浓度 52%，每台热
16、泵机组添加 22t 溴化锂。为提高热泵机组的热量提取能力，将溴化锂溶液浓度提高至 56%，每台热泵机组增加 4t 溴化锂。此项改进后，余热水进水温度可降低至 39，余热水温降仍可维持原设计值 7。此工况机组对应背压 7.3 kPa，较热泵系统设计值低 1.7 kPa，约影响机组煤耗少降低 3 g/KWh。在 2015 年 2 月 6-11 日进行的热泵机组性能试验，对不同余热水进水温度工况进行了对比：在机组额定蒸汽量 1000 t/h 工况下，余热水温度维持 39 ，汽轮机组发电功率 267.56MW，供热功率413.9 MW（其中热泵供热功率 356.5MW,热网加热器供热功率 57.4MW） ，总功率 681.46MW，热泵提取余热水热量 94.7MW，热泵系统性能系数 COP 值 1.552，机组热耗 5844.8KJ/（KW.h） ；余热水温度维持 41，汽轮机组发电功率 277.98MW，
