大型供熱機組蒸汽壓力能回收利用方案研究

趙盼龍，張東明，陳理帥

（浙江浙能興源節(jié)能科技有限公司，杭州 310005）

0 引言

隨著國內(nèi)能源結(jié)構(gòu)調(diào)整和政策導向，越來越多的300 MW 和600 MW 等級純凝機組已陸續(xù)改造為熱電聯(lián)產(chǎn)機組，實現(xiàn)對周邊工業(yè)用戶的集中供熱。但在純凝機組改造的供熱系統(tǒng)中，普遍存在抽汽壓力、溫度大于供熱壓力、溫度的情況[1]。以330 MW 機組純凝機組為例，因汽輪機結(jié)構(gòu)限制和參數(shù)要求，往往只能從再熱冷段和再熱熱段抽汽供熱。在100%THA（熱耗率驗收工況）下，再熱冷段蒸汽壓力約3.6 MPa，蒸汽溫度320 ℃；再熱熱段蒸汽壓力約3.2 MPa，蒸汽溫度約530 ℃。兩者的抽汽壓力和抽汽溫度都大于1.5 MPa 和290 ℃的供熱參數(shù)要求，因此存在抽汽參數(shù)與供熱參數(shù)不匹配的問題。

為調(diào)整抽汽參數(shù)至指定的壓力和溫度，現(xiàn)階段發(fā)電廠通常采用減溫減壓器作為降溫降壓的熱力設備[2]。雖然減溫減壓器具有投資省、占地面積小、運行操作方便的優(yōu)點，但其一方面通過節(jié)流元件增加局部阻力，使蒸汽能量白白損失，另一方面通過減溫水蒸發(fā)吸收蒸汽熱量從而實現(xiàn)高溫蒸汽降溫，會大大增加減溫水的投用量，降低機組效率[3]。因此減溫減壓器長期投用后無法合理利用蒸汽的熱能梯度，造成能源浪費嚴重，是一種不經(jīng)濟的生產(chǎn)方式[4]。

本文針對發(fā)電廠純凝機組改造的供熱系統(tǒng)蒸汽壓力能損失嚴重的問題，提出在供熱系統(tǒng)中設計引入小背壓機代替原有的減溫減壓器，回收蒸汽壓力能直接用于發(fā)電或拖動引風機的技術(shù)方案，并以某發(fā)電廠為對象，計算系統(tǒng)節(jié)能量和經(jīng)濟效益，評價系統(tǒng)可行性和經(jīng)濟性，為大型供熱機組的供熱系統(tǒng)優(yōu)化改造提供參考。

1 壓力能回收利用工藝路線設計

針對減溫減壓器存在較大能量浪費的問題，主要從三方面設計壓力能回收利用工藝路線。

1.1 壓力能利用設備的選擇

為充分回收利用供熱系統(tǒng)中的蒸汽壓力能，需要選擇合適的壓力能利用設備代替現(xiàn)有的減溫減壓器。對于蒸汽壓力能的利用，目前市場上較為成熟的產(chǎn)品包括汽輪機、螺桿膨脹機和ECT（節(jié)能蒸汽透平機）。這3 種壓力能利用設備因不同的結(jié)構(gòu)和工作原理，具有各自的性能特點，分別適用于不同的工況條件。

小型汽輪機對蒸汽的品位和品質(zhì)要求高；螺桿膨脹機一般要求入口蒸汽的溫度小于300 ℃，壓力不大于3.0 MPa[5]；ECT 要求設備進出口蒸汽壓比大于1.8?？紤]到純凝機組改造的供熱抽汽溫度通常高于300 ℃，壓力通常高于3.0 MPa，設備進出口壓比在低負荷情況下小于1.8，限制了螺桿膨脹機和ECT 設備的使用，因此建議采用小型背壓機作為壓力能利用設備。

1.2 小背壓機進汽汽源的選擇

現(xiàn)階段，對于純凝機組改供熱，大多數(shù)采用冷段抽汽或熱段抽汽的方法，部分供熱量較大的機組，采用“冷段抽汽+熱段抽汽聯(lián)合供熱”的方法。對于聯(lián)合供熱機組，單臺機組存在2 股供熱汽源，設置2 套供熱壓力能回收系統(tǒng)顯然是不經(jīng)濟的。因此本文建議將冷再抽汽、熱再抽汽混合后再送入小背壓機做功，一方面可降低系統(tǒng)占地面積，降低初投資，另一方面可提高小背壓機的利用小時數(shù)。

此外，隨著負荷率的變化，機組抽汽參數(shù)將產(chǎn)生較大波動，尤其入口壓力，對小背壓機選型具有較大影響。入口蒸汽壓力參數(shù)過低，將導致小背壓機效率低下，因此為保證小背壓機的效率，可根據(jù)實際情況設置入口蒸汽參數(shù)下限值，對入口蒸汽進行篩選。 當蒸汽壓力參數(shù)低于下限值時，小背壓機停機，開啟原減溫減壓器，供熱抽汽汽源通過原減溫減壓管路后對外供熱。

1.3 壓力能回收工藝路線

本文主要設計2 種工藝方案用于回收再利用蒸汽壓力能，即供熱蒸汽壓力能驅(qū)動引風機方案和供熱蒸汽壓力能發(fā)電方案。前者利用蒸汽壓力能做功后驅(qū)動引風機維持爐膛負壓，以增加機組對外供電量，提高引風機在低負荷工況下運行的效率[6-7]。后者利用蒸汽壓力能做功發(fā)電，所發(fā)電量通過廠內(nèi)輔機自行消化或上網(wǎng)[8]。

2 供熱蒸汽壓力能回收利用

以某發(fā)電廠作為分析研究對象，根據(jù)實際的抽汽參數(shù)和供熱參數(shù)，設計相應的壓力能回收方案，并計算改造后的理論經(jīng)濟效益。

2.1 供熱系統(tǒng)及引風機系統(tǒng)現(xiàn)狀

2.1.1 供熱系統(tǒng)

該廠現(xiàn)有2 臺350 MW（7 號、8 號機）和2 臺330 MW（9 號、10 號機）供熱機組，目前采用的供熱方式為“再熱冷段+再熱熱段聯(lián)合供熱”，以冷再供熱方式為主，熱再供熱為輔，對外供熱蒸汽平均參數(shù)為1.5 MPa，294 ℃。冷再汽源來自高壓缸排汽，參數(shù)基本在2.1～3.8 MPa，310～340 ℃；熱再汽源則是從鍋爐再熱器出口和中壓缸進汽之間引出，參數(shù)基本在2～3.4 MPa，530～542 ℃。現(xiàn)階段，全廠平均對外供熱量約300 t/h，平均單臺機組對外供熱量75 t/h。

2.1.2 引風機系統(tǒng)

鍋爐風煙系統(tǒng)配置2 臺動葉調(diào)節(jié)軸流式引風機，在經(jīng)過“引增合一”改造后，目前引風機為上海鼓風機廠生產(chǎn)的SAF26-18-2 型動葉調(diào)節(jié)軸流式引風機。在機組不同負荷下，引風機電機功率逐漸隨著負荷的減小而減小，在滿負荷下約為2 500 kW，在50%負荷下約1 000 kW。

以8 號機組為例，全年平均負荷251 MW，運行小時數(shù)6 292 h，機組2 臺引風機全年耗電量2 383 萬kWh，占機組全年發(fā)電量的1.53%，節(jié)能潛力巨大。

2.2 抽汽參數(shù)統(tǒng)計

該廠4 臺機組原來主要以冷再供熱為主，隨著熱用戶需求的增加，抽汽量不斷增加，考慮到冷再抽汽過大對鍋爐的不利影響，影響機組安全性，因此后期進行了熱再供熱改造，目前全廠以冷再供熱為主，熱再供熱為輔。此外，根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)，8 號機組相對于其他機組供熱時間較長，比7 號機組多供熱1 567 h，因此供熱量最大，本文暫以8 號機組作為研究對象。

8 號機組在統(tǒng)計期內(nèi)抽汽壓力、 抽汽溫度、抽汽流量的變化范圍如表1 所示。

表1 8 號機組統(tǒng)計期內(nèi)抽汽參數(shù)變化范圍

2.3 蒸汽壓力能回收利用系統(tǒng)方案設計

2.3.1 供熱蒸汽壓力能驅(qū)動引風機方案

（1）進汽汽源的選擇

正常汽源：將冷再抽汽、熱再抽汽混合后，再送入小背壓機做功，從而拖動引風機運行。通過“冷再+熱再混合”的方式來控制小背壓機進汽溫度，既保證了蒸汽過熱度，又能避免蒸汽溫度過高對小汽機材質(zhì)要求的提高。

備用汽源：因低負荷下再熱冷段和再熱熱段混合蒸汽參數(shù)過低，系統(tǒng)需增設1 路備用汽源以提高小機進汽參數(shù)[9-10]。本方案設計將主蒸汽作為系統(tǒng)的備用汽源，考慮到主蒸汽參數(shù)遠高于小背壓機進汽參數(shù)上限值，因此在汽源支路上設置減溫減壓器，將主蒸汽降至4 MPa，450 ℃后送入小背壓機做功。

啟動、調(diào)試階段用汽：機組在啟動、調(diào)試階段，設置1 路啟動、調(diào)試汽源[11]。根據(jù)機組實際情況，選擇將機組輔助蒸汽設置為啟動、調(diào)試汽源。輔助蒸汽的一部分汽源源自鄰機輔助蒸汽，在本機組緊急停機、汽源中斷的情況下，可保證仍有部分的鄰機汽源，使汽動引風機維持一定時間的運行。

（2）小背壓機排汽方式的選擇

運行過程中系統(tǒng)需優(yōu)先滿足引風機的功率需求，背壓機排汽量往往與熱網(wǎng)供熱量無法平衡，需設置多股排汽管路?？紤]到3 號高壓加熱器的耐壓等級足夠滿足背壓機排汽要求，因此設計將多余排汽排入3 號加熱器，排擠部分三抽蒸汽。

（3）工藝路線及運行策略

系統(tǒng)工藝路線如圖1 所示。

圖1 供熱蒸汽壓力能驅(qū)動引風機系統(tǒng)工藝路線

根據(jù)現(xiàn)有供熱規(guī)模，單臺機組供熱蒸汽的壓力能只能滿足單臺引風機小機的進汽量需求，綜合考慮經(jīng)濟性和安全性，建議只對煙風系統(tǒng)原有2 臺50%容量引風機中的1 臺進行改造，將單臺電驅(qū)動引風機改造成小背壓機驅(qū)動引風機，原電動引風機作為備用[12-13]。

對于汽動引風機的運行模式，主要有：

當機組負荷高或熱網(wǎng)負荷低時，引風機小機排汽量大于熱網(wǎng)用汽量，小機排汽部分排入熱網(wǎng)，多余部分引至3 號高壓加熱器，用來排擠三抽用汽。

當機組負荷低或熱網(wǎng)負荷高時，小背壓機排汽量小于熱網(wǎng)用汽量，小背壓機排汽全部排入熱網(wǎng)，不足部分通過原減溫減壓管路補充。

當小背壓機排汽量等于熱網(wǎng)用汽量時，小背壓機排汽全部排入熱網(wǎng)。

當熱網(wǎng)停運時，小背壓機排汽全部排入三抽管路。

當機組負荷低，冷再汽源和熱再汽源壓力較低，無法滿足小背壓機進汽壓力要求時，抽取部分主蒸汽經(jīng)減溫減壓至4.0 MPa，450 ℃后送至小背壓機做功，再對外供熱。

2.3.2 供熱蒸汽余壓發(fā)電方案

與驅(qū)動引風機方案一樣，供熱蒸汽余壓發(fā)電方案小背壓機進汽汽源為機組再熱冷段和再熱熱段混合汽源，小背壓機排汽直接匯入對外熱力管網(wǎng)?？紤]到各臺機組抽汽汽源參數(shù)波動較大，設置小背壓機的入口蒸汽壓力下限值為2.1 MPa。當混合汽源蒸汽壓力小于2.1 MPa 時，小背壓機停機，供熱抽汽經(jīng)原減溫減壓管路后對外供熱。

系統(tǒng)工藝路線如圖2 所示。

圖2 供熱蒸汽余壓發(fā)電系統(tǒng)工藝路線

2.4 系統(tǒng)節(jié)能效益分析

以8 號機組作為研究對象，分析機組在不同負荷率（100%，85%，75%，60%，50%）下的系統(tǒng)節(jié)能效益。

2.4.1 供熱蒸汽壓力能驅(qū)動引風機方案

引風機采用小背壓機驅(qū)動后，相對于電動引風機方案，機組能耗從以下三方面分析：

（1）部分工況條件下需要從大汽輪機中多抽一部分蒸汽來驅(qū)動小背壓機，為了補償這一部分功率損失，需增加鍋爐產(chǎn)汽量，機組發(fā)電煤耗成本增大[14]。

采用等效焓降法[15]計算改造前后小時標煤耗量的差值。

根據(jù)等效焓降法，機組的循環(huán)吸熱量為：

式中：h0為主蒸汽焓；αzr為相對于1 kg 主蒸汽，再熱汽的份額；σ 為1 kg 再熱汽在再熱器中的吸熱量；hgs為省煤器進口給水焓。

新蒸汽的等效焓降H 為：

式中：ηi為機組熱效率。

小汽輪機進汽作為帶熱量處系統(tǒng)損失的工質(zhì)，將降低新蒸汽的等效熱降：

式中：αl為相對于1 kg 主蒸汽的汽動引風機抽汽份額；h2和hn分別為抽汽焓值和排汽焓值。

因此系統(tǒng)效率相對降低值為：

相應的發(fā)電標煤耗增加值為：

（2）可降低引風機用電量，節(jié)省廠用電成本，增加機組年供電量。

（3）引風機變速運行，可提高引風機運行效

率[16]。

以機組不同負荷率下的抽汽參數(shù)為基礎，計算系統(tǒng)不同供熱量時的發(fā)電煤耗增加值、供電量增加值，并以燃煤成本每噸標煤835 元，上網(wǎng)電價0.4 元/kWh 計算系統(tǒng)節(jié)能收益，計算結(jié)果如圖3 所示。

圖3 單臺引風機汽動改造在不同負荷工況條件下的節(jié)能效益

由圖3 可知，負荷為60%和50%時，在各個對外供熱條件下節(jié)能收益都為負數(shù)，主要原因在于：此工況下引風機小機汽源使用一部分備用汽源或全部使用備用汽源，其從大汽輪機中額外抽取的主蒸汽量較大，造成鍋爐燃煤成本增加較多，而增加的上網(wǎng)電量有限，因此經(jīng)濟效益為負數(shù)。

100%負荷工況、85%負荷工況和75%負荷工況下，在機組對外供熱量較少時，系統(tǒng)節(jié)能量為負數(shù)，在機組對外供熱量較大時，系統(tǒng)節(jié)能量較好，平衡點約為機組再熱冷段和再熱熱段對外供熱量總和（40 t/h）。分析原因在于：當機組對外供熱量少時，供熱蒸汽的壓力能無法滿足引風機小機的功率需求，需從大汽輪機中額外抽取部分再熱冷段或再熱熱段蒸汽，使得鍋爐燃煤成本增加；當機組對外供熱量增大后，供熱蒸汽的壓力能已能滿足引風機小機功率需求，因此鍋爐產(chǎn)汽量無需增加，燃煤成本增加值為0，系統(tǒng)節(jié)能效益即為上網(wǎng)電量增加值。

在機組對外供熱量大于60 t/h 后，引風機所需動力完全由供熱蒸汽壓力能拖動背壓機提供，節(jié)能收益不再增加，因此節(jié)能效益保持不變。3種負荷橫向比較下，100%負荷工況在大供熱量條件下節(jié)能效益最佳，主要原因在于機組高負荷工況下引風機功率大，汽動改造后增加的上網(wǎng)電量更為可觀，因此經(jīng)濟效益最佳。

綜上所述，單臺引風機汽動改造，只有在機組負荷大于等于75%負荷，對外供熱量大于40 t/h的情況下，汽動引風機系統(tǒng)才具有一定的經(jīng)濟效益，在低負荷或低供熱量的情況下，汽動引風機均無經(jīng)濟效益。因此，在實際運行過程中可考慮在60%負荷和50%負荷下，停止汽動引風機的運行，改為備用的電動引風機運行，機組仍通過原減溫減壓管路對外供熱抽汽。

根據(jù)測算，8 號機組單臺引風機改造后年節(jié)能收益約110 萬元，考慮到系統(tǒng)投資約1 900 萬元，項目投資回收年限過長，因此現(xiàn)階段運行條件下，供熱蒸汽壓力能驅(qū)動引風機的方案暫時不具備投資效益。

2.4.2 供熱蒸汽余壓發(fā)電方案

供熱蒸汽余壓發(fā)電方案的節(jié)能效益通過小背壓機發(fā)電量可直觀計算得到[17]。但需要注意的是，余壓發(fā)電方案將原有的“節(jié)流減壓+投用減溫水”的方式改為“膨脹做功+投用減溫水”的方式，將減少減溫水量的投用。因此為了保證同樣的對外供熱量，需要從大汽輪機中多抽蒸汽?！芭蛎涀龉?投用減溫水”方式所需減溫水量計算如下：

式中：qjws為減溫水流量；h″為小背壓機排汽焓值；hzq為供熱蒸汽焓值；hjws為減溫水焓值；qpq為小背壓機排汽量。

多抽的蒸汽對系統(tǒng)有兩方面影響：一方面增加了小背壓機進汽量，小背壓機輸出功率增加；另一方面為保持機組發(fā)電量不變，鍋爐產(chǎn)汽量增加，鍋爐燃煤成本增加。綜合比較兩方面收益，即可確定系統(tǒng)改造后的節(jié)能效益，計算結(jié)果如圖4 所示。

圖4 余壓發(fā)電改造后不同負荷條件下的節(jié)能收益

因小背壓機存在容積流量的限制，當機組負荷率為60%及以下時，絕大部分工況下蒸汽需走原有的減溫減壓管路，因此該時段節(jié)能收益為0。此外，由圖4 可知，在相同供熱量下，機組負荷率升高，抽汽參數(shù)增大，系統(tǒng)節(jié)能收益增加。在相同負荷率下，機組對外供熱量增加，抽汽流量增大，系統(tǒng)節(jié)能收益增加。

根據(jù)測算，8 號機組單臺引風機改造后年節(jié)能收益約242 萬元，系統(tǒng)總投資達1 600 萬元，預計靜態(tài)回收期約7 年，在現(xiàn)有條件下，具有一定的經(jīng)濟效益。

3 結(jié)語

本文提出2 種供熱蒸汽壓力能回收利用方案：蒸汽壓力能驅(qū)動引風機方案和蒸汽余壓發(fā)電方案；并以某發(fā)電廠為例，設計了系統(tǒng)工藝路線和運行方式。

驅(qū)動引風機方案在鍋爐低負荷工況下，需額外增加鍋爐產(chǎn)汽量以維持機組發(fā)電量不變，燃煤成本急劇增加，導致系統(tǒng)節(jié)能效益急劇下降，在現(xiàn)階段機組負荷率越來越低的情況下，方案經(jīng)濟性欠佳。

余壓發(fā)電方案作為相對獨立的發(fā)電系統(tǒng)，發(fā)電量只與機組對外供熱量及供熱抽汽參數(shù)有關(guān)，所發(fā)電量通過輔機自行消化或上網(wǎng)，根據(jù)測算年節(jié)能收益約242 萬元，具備一定的經(jīng)濟性。

隨著越來越多的發(fā)電廠進行純凝機組供熱改造，若在設計時直接考慮采用小背壓機代替減溫減壓器，合理布置管道和設備，可取得更好的經(jīng)濟效益。