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)
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。
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。
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。
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。
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]。
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。
2.1.1 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。
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
2.3.1 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
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。
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。