源网一体化的烟气 乏汽余热协同回收新工艺研究.docx

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源网一体化的烟气乏汽余热协同回收新工艺研究

［摘要］针对大型燃气热电联产供热系统中汽轮机抽汽与热网水换热过程中温差不可逆损失大、烟气排烟温度高、乏汽余热没有充分利用的问题，提出了源网一体化的烟气-乏汽余热协同回收新流程，通过降低热网回水温度的源网一体化技术，解决了回收烟气余热驱动蒸汽压力和流量不足的难题，通过在热源处烟气、乏汽余热协同回收，进一步提高系统供热效率，解决了困扰燃气热电联产系统供热能力不足（热电比小）、燃气消耗量大的问题。

在输入燃气量不变、输出电力基本不变的前提下，回收烟气和乏汽余热后电厂输出热量能够提高50%以上。

以9F燃气蒸汽联合循环机组为例，对系统的设计工况和变工况分析、节能性分析以及经济评价进行了研究，该技术可以实现良好的节能、环保和经济效益。

［关键词］燃气热电联产；烟气；乏汽；源网一体化；协同回收

1 引 言

目前，大型燃气蒸汽联合循环热电联产系统成为北京市集中供热的主力。

然而，尽管这种系统在供热领域中的天然气利用效率最高[1]，却存在着因热电比小而供热燃气消耗量大的问题，严重制约该系统的应用推广。

提高供热效率，增加热电比是解决该问题的关键。

图1常规燃气热电联产集中供热系统

大型燃气热电联产供热系统中（图1）除了抽汽与热网水换热过程中存在着较大的温差损失和烟气排烟余热难以回收两个问题外，还存在乏汽余热大量排放的问题。

常规城市热网在严寒期回水温度在60℃左右[2]，受热网回水温度高的限制，热电厂难以回收这两部分余热，由此造成巨大的热量浪费。

为了增大供热量，电厂采取其它措施，如利用SSS离合技术等背压供热，利用电动热泵回收烟气余热等[3-4]，往往会影响电厂的供电效率，导致系统能效和经济性较差。

由于热电厂抽汽压力和抽汽量有限，利用抽汽驱动吸收式热泵回收余热时，驱动热源不足，难以同时回收上述规模的烟气余热和乏汽余热。

因此，烟气和乏汽余热的协同回收成为燃气热电厂余热利用的难点。

本文针对大型燃气热电联产供热系统中汽轮机抽汽与热网水换热过程中温差不可逆损失大、烟气和乏汽余热协同回收困难的问题，提出了源网一体化的烟气–乏汽余热协同回收新工艺，通过降低热网回水温度的源网一体化技术，解决了热电厂驱动蒸汽量不足的问题，通过在热源处烟气和乏汽余热协同回收，进一步提高系统供热效率，解决了困扰燃气热电联产系统供热能力不足（热电比小）、燃气消耗量大的问题。

2 源网一体化的烟气乏汽余热协同回收新工艺

本文提出了源网一体化的烟气—乏汽余热协同回收新工艺：

热网的热力站采用吸收式换热机组（大温差换热器）降低热网回水温度，在热源设置吸收式热泵并构建乏汽、烟气余热协同回收流程。

该工艺的具体流程如图2所示。

图2源网一体化的烟气–乏汽余热协同回收新工艺

首先在热网的热力站处，采用以传统一、二次网换热过程中温差做动力的吸收式换热机组[5]，使一次热网回水温度由常规60℃降至20℃左右，为燃气热电厂热源处余热回收创造有利条件；同时，在热网输送环节，使城市一级热网的供回水温差拉大，使既有供热管网的输送能力提高，当在热源处回收了更多的余热后，使这些热量可利用既有城市热网即可输送出来。

其次，在热源处因为有了较低温度的一次热网回水，具备了可以回收更多余热的条件，通过温度匹配、梯级加热的方式就可实现烟气和乏汽余热的协同回收。

与传统系统相比，在热源处增加蒸汽驱动的吸收式热泵、直接接触式换热塔和板式换热器，具体的在热源处的余热回收工艺如下。

先在热电厂内使用板式换热器与一段直接接触式换热塔，通过与热网水的直接换热回收中高温段的烟气余热，热网水被初步加热后再进入凝汽器根据直接换热方式回收汽轮机的乏汽余热，热网水再进入吸收式热泵中，被抽汽和剩余的低温段烟气余热共同加热，最后经尖峰蒸汽水加热器加热后送出。

在该流程中，热网水被烟气、乏汽、吸收式热泵和抽汽逐级加热，通过烟气和乏汽与热网水之间品位匹配的换热，在不增加天然气消耗量和基本不影响发电量的情况下，实现了烟气与乏汽余热的协同回收。

系统输出热量可增加50%以上，使系统的综合效率可提高16.3%以上，达到99%（以天然气的低位热值为计算基准）。

从而克服了大型燃气热电联产系统供热能力不足、供热气耗量大的问题，为天然气集中供热大规模推广应用提供技术保障。

该工艺根据机组型号不同、烟气余热和乏汽余热的质量和数量不同，系统可以设计成不同的形式，具体设计需要热量和温度品位的不同情形进行优化分析。

值得一提的是，在该工艺中采用了直接接触式换热与吸收式热泵相结合的方式，直接接触式换热塔无需金属换热面，不仅彻底解决了烟气换热过程中的腐蚀问题，且喷淋换热的烟气与中介循环冷水之间的换热端温差可达2℃左右，比传统的换热温差（5℃）降低60%，大幅度减小换热体积、降低换热成本。

同时还降低了烟气的污染排放、回收了烟气的冷凝水，实现余热回收、减排与节水的一体化，使烟气中氮氧化物排放浓度降低10%以上。

 3 新工艺模型的建立

较传统系统相比，新工艺在热力站处采用了吸收式换热机组，在热源处增加蒸汽驱动的吸收式热泵、直接接触式换热塔和板式换热器等关键设备，并利用传统供热系统中的凝汽器和尖峰汽水换热器。

本文只介绍吸收式换热机组、蒸汽驱动的吸收式热泵和直接接触式换热塔3个新增核心设备的模型。

3.1热力站吸收式换热机组模型

在热力站设置的吸收式换热机组由高温一次网热水驱动，主要由水—水换热器、吸收式热泵两个模块组成。

其流程如图3所示。

图3吸收式换热机组流程

1-吸收式热泵；2-水–水换热器；G-发生器；A-吸收器；E-蒸发器；C-冷凝器

一次网供水先进入吸收式热泵模块的发生器驱动热泵，然后再进入水–水换热器模块换热，最后再进入吸收式热泵蒸发器进一步降温。

吸收式换热机组目前已经广泛应用，其建模方法和运行效果可参见文献[6-9]，本文不再赘述。

以严寒期一次网供水120℃，二次网供回水温度为60℃/45℃，吸收式换热机组一次侧回水温度随一次侧供水温度变化关系及吸收式换热机组一、二次网供回水温度变化情况如图4，5所示。

图4吸收式换热机组一次侧水温变化 图5吸收式换热机组变工况性能

3.2热源处蒸汽驱动的吸收式热泵模型

吸收式热泵以采暖抽汽为驱动力，主要由发生器、吸收器、蒸发器和冷凝器四个主要部件构成。

其中，溶液在发生器中吸收热量Qge生成浓溶液，在吸收器中吸收水蒸汽变为稀溶液并释放热量Qab完成溶液循环。

制冷剂水在蒸发器中吸收热量Qev变为水蒸汽，在冷凝器中释放热量Qco重新凝结为水并回到蒸发器中，完成制冷剂循环。

热网水获得吸收器和冷凝器中释放的热量逐级升温，如图6所示。

图6吸收式热泵换热示意

主要的热量平衡方程式如式

（1）—（5）所示：

Qge+Qev=Qab+Qco

（1）

Qge=mex（hex-hwa）

（2）

Qab+Qco=mpr（hout-hin）（3）

Qev=cpmsp（tw,out-tw,in）（4）

COP=（Qab+Qco）/Qge（5）

式中：

mex为进入热泵发生器的蒸汽的质量流量（kg/s）；hex为抽汽的焓（kJ/kg）；hwa为凝水焓（kJ/kg）；mpr为一次网热水的质量流量（kg/h）；hout为热泵出口热水焓值（kJ/kg）；hin为热泵进口热水焓值（kJ/kg）；msp为进入热泵蒸发器的喷淋水的质量流量（kJ/kg）；tw,in和tw,out分别为喷淋水的进出口温度（℃）。

采暖季运行过程中，由于吸收式热泵的制热性能系数COP变化并不明显，因此为简化分析，可近似认为COP值保持不变。

3.3热源处直接接触式换热塔模型

直接接触式换热无需金属换热面，避免了换热面积的腐蚀问题，但是烟气–水直接接触换热过程非常复杂，文献[10,11]对此进行了深入的研究并提出了具体的热工计算方法。

直接接触式换热的换热效率E定义为：

E＝（ts,out-ts,in）/（tw,in-ts,in）（6）

式中：

ts,out、ts,in分别为烟气侧出口和进口的湿球温度，tw,in为水侧的进口温度。

为了简化计算，可以借鉴文献[10]中的经验公式进行计算：

E=1-a×e-b×rwf（7）

其中，rwf为水汽比，即喷淋水的质量与烟气的质量的比值；a和b的取值见文献[10]。

将设备模型贯续连接，在配套泵等常规辅助设备的简单模型即可进行系统模拟和分析计算。

4 系统的分析与评价

4.1设计工况下系统的性能分析

为了便于比较，以常规燃气蒸汽联合循环系统作为参照系统（表1），新型系统与其进行比较，并分析和评价。

以两台二拖一9F燃气蒸汽联合循环机组为例，依据机组的实际运行参数可知，其额定供热工况下燃气消耗量为17.11万Nm3/h,发电量795.4MW（包括燃气轮机发电648.2MW，蒸汽轮机发电147.2MW），供热量531MW，发电效率为49.5%，供热效率为33%，热电联产模式下的总效为82.53%。

额定供热工况下系统参数如表1所示。

表1参照系统参数表

常规系统的排烟温度为90℃，当排烟温度逐渐降低时，可回收的烟气余热及其可提高供热效率的百分点如图7所示。

图7可回收的烟气余热及其可提高供热效率的百分点

系统流程如图2所示，新系统参数如表2所示，一次网回水温度先在板式换热器中由25℃加热到36.4℃，然后进入乏汽换热器加热到46.2℃。

之后进入吸收式热泵加热到85.19℃，最后进入汽–水换热器加热到120.0℃。

余热锅炉排烟温度为91.0℃，然后作为低位热源进入直接接触式换热塔被冷却至25.0℃。

抽汽一部分进入吸收式热泵，流量为282.5t/h，另一部分进入汽–水换热器，流量为382.5t/h，该系统供热量为800.5MW，发电量小幅降低至788.6MW，包括燃气轮机发电由于烟气排气损失，发电量变为641.72MW，同参照系统相比减少6.48MW；蒸汽轮机由于低压缸乏汽背压提升4kPa，发电量变为146.88MW，同参照系统相比减少0.32MW。

新型系统的供热能力为800.5MW，同常规系统相比增加供热能力269.5MW。

分段回收余热和加热热网水的过程如图8所示。

板式换热器加热量为82.5MW，全部为烟气余热；凝汽器加热量为96.03MW，全部为乏汽余热；吸收式热泵加热量为309.14MW，其中59.3%为抽汽热量，40.7%为烟气余热；汽–水换热器加热量为284.5MW，全部为抽汽供热；锅炉省煤器加热量为36.4MW，全部为烟气余热。

在新型系统的加热过程中，抽汽供热占总供热量比例为61.8%，余热供热占38.2%。

在余热中，烟气余热为246.51MW，占总余热量的72%；乏汽余热为96.03MW，占28%。

图8分段加热热网水的热量分配结构图示意

表2烟气–乏汽余热协同回收系统参数表

注：

1烟气流量单位按照标况Nm3/h；2烟气焓值按照kJ/Nm3。

余热协同回收系统同常规抽凝机组的比较如表3所示。

表3燃气热电联产系统的比较

在输入燃气量不变、输出电力基本不变的前提下，回收乏汽余热提高输出热量16.9%，回收烟气余热提高输出热量33.9%，总输出热量提高约50.8%，系统天然气利用总效率从82.53%提高到98.85%。

4.2变工况下系统的性能分析

新系统与原系统在运行调节过程中都保持电厂内燃料输入量不变，随着室外温度提升，由于末端热力站采用大温差机组，如图5所示，热网供水温度降低，回水温度基本维持25℃不变。

对应热源侧，供水温度降低，使得电厂内直接加热用抽汽量减少直至尖峰汽–水加热器完全退出，当热网供水温度低于热泵出口温度时，热泵出力减少，相应蒸汽用量和烟气余热回收量均逐渐降低，烟气排烟温度也逐渐升高；同时电厂抽汽量减少，发电量相应增加。

4.2.1供热量的变工况计算

系统整个采暖季供热构成如图9所示，整个采暖季抽汽热量不断减少，当热泵输出热量减少时，回收烟气余热也相应减少，乏汽余热回收量则不变，因此原供热抽汽为整个热网承担调峰作用。

图9整个采暖季供热构成

各个换热器在整个采暖季换热量的变化如图10所示，可见烟气换热器、乏汽换热器和省煤器由于热网回水温度稳定，换热量不变，而汽–水换热器不断减少直至完全退出，热泵输出热量在初末寒期约为设计值的55%。

图10整个采暖季各换热器换热量变化示意

4.2.2烟气温度的变工况计算

整个采暖季各段烟气温度变化如图11所示，可知当热泵出水温度恒定时，各段烟气温度维持不变，烟气余热回收量也不变。

当热泵出水温度随热网供水温度降低时，热泵出力减少，回收烟气余热量也减少，从而烟气最终排烟温度逐渐升高，至初末寒期提升值33℃。

图11整个采暖季的排烟温度

4.2.3热泵变工况计算

当热网供水温度低于热泵设计值时，通过固定热泵传热面积下的模拟计算，可知相应的冷凝器压力降低，热泵输出热量减少，蒸发器产生的中介冷水温度升高，蒸发压力升高，系统排烟温度也有所提升，余热回收量相应降低，如图12所示。

图12热泵余热回收量随热网水的出口温度变化情况

4.3系统能效与经济性评价

4.3.1能效评价

该烟气与乏汽协同回收的新工艺系统，较原系统相比，增加了电耗，但是却增大了供热面积，相当于增加了一个新的热泵。

因此，本文提出一个虚拟热泵的概念，即新工艺系统新增供热量与耗电量的比值定义为虚拟热泵的COP。

与参照系统相比，新系统在运行过程中电耗增加，主要增加部分如下：

（1）吸收式热泵机组内部有溶液泵，需要增加电耗；

（2）由于采用直接接触式换热塔，系统增加了喷淋水泵，需要增加电耗；

（3）.03.9烟气侧增加了直接接触式换热器，烟气系统的阻力增加，会提高烟气系统的背压，从而对燃气轮机的发电量有微量的影响；同时，系统的乏汽压力略有提高，对蒸汽轮机发电量有微量影响；（如果原来是空冷系统，则无影响）

（4）常规系统的热网循环泵流量为7609t/h，新系统的热网循环泵流量为7245t/h，系统管径可以利旧，热网水流量有所减小，因此电耗也会略有降低。

该四部分共增加电耗8.87MW，因此设计工况下系统虚拟热泵设计COP为34.6。

通过对比可知，由于原供热模式中，约665t/h额定抽汽量的一半需要承担供热基础负荷，经计算整个采暖季抽汽量约为137.6万t；但协同系统中大部分抽汽用于调峰，经计算整个采暖季所用抽汽量108.5万t，因此与原系统相比，协同系统整个采暖季抽汽用量减少29.1万t，这部分抽汽进入低压缸发电，尽管提高背压对低压缸的发电效率有所影响，但蒸汽量的增多发电量增加。

整个采暖季协同回收系统对电厂净发电量的影响如图13所示，可见最冷天设计工况下，与参照系统相比新增电耗为8.87MW，而随着采暖抽汽用量的减少，与原系统相比发电量逐渐增加，当协同系统中的尖峰汽水加热器完全退出后，系统发电量不再增加，这是由于热泵负荷降低时，抽汽量的减少速度和原系统抽汽量减少速度相当。

综合整个采暖季，发电量净增加189万kW·h。

图13采暖季协同回收系统净发电量

4.3.2经济性评价

在本文中，采用增量分析法（IEM）来评价系统的经济性。

在相同的用能需求下（冷、热、电等），IEM可以通过对收入和支出的增量分析，对新型系统和常规系统的经济效益进行分析。

Y=ΔC/ΔR（8）

其中Y为增量投资回收期；ΔC相对于参照系统的增量投资；ΔR为相对于参照系统增加的收益。

对比参照系统，新型系统的增量投资包括两部分：

（1）热源处需要增加板式换热器、直接接触式换热塔以及吸收式热泵，共增加投资2.83亿元；

（2）热力站处需要增加吸收式换热机组，投资为3.04亿元。

总增量投资ΔC为5.87亿元。

增加的收益分析：

相对于参照系统，新系统在多供热的同时还要多发少量电。

新增供热量按照80元/GJ，耗电量按照0.7元/kwh进行计算。

则系统的新增收益为（205.7万GJ×80+189万kWh×0.7）/104=1.66亿元。

因此，系统的增量投资回收期为3.54年，具有良好的经济性。

5 结 论

针对大型燃气热电联产供热系统中汽轮机抽汽与热网水换热过程中温差不可逆损失大、烟气排烟温度高、乏汽余热没有充分利用的问题，提出了源网一体化的烟气—乏汽余热协同回收新流程，通过降低热网回水温度的源网一体化技术，解决了回收烟气余热驱动蒸汽压力和流量不足的难题，通过在热源处烟气、乏汽余热协同回收，进一步提高系统供热效率，解决了困扰燃气热电联产系统供热能力不足（热电比小）、燃气消耗量大的问题。

以9F燃气蒸汽联合循环机组为例，本文对系统的设计工况和变工况分析、节能性分析以及经济评价进行了研究，具体结论如下。

（1）供热能力提高：

新系统大幅提高了热源供热能力和热网的输送能力，以9F抽凝机组为例，在输入燃气量不变、输出电力基本不变的前提下，回收乏汽余热提高输出热量16.9%，回收乏汽余热提高输出热量33.9%，总输出热量提高约50.8%，系统天然气利用总效率从82.53%提高到98.85%；

（2）节能性：

本文提出虚拟热泵的概念，新工艺系统相当于是一个设计工况下COP为34.6的电动热泵，节能性显著；

（3）经济性：

采用增量分析法来评价新系统的经济性，新系统的增量投资回收期为3.54年。

该技术可以实现良好的节能、环保和经济效益。

以北京为例，正在建设的北京四大热电中心及若干区域能源中心，潜在可回收余热量相当于增加供热面积8000万m2，每年可以节省8亿Nm3，节能减排量巨大。

该系统具有广阔的发展前景。

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