熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合吸收式熱泵性能分析

張 波，李 峰，襲著尊，王子杰，顧煜炯

（1. 華電章丘發(fā)電有限公司，山東 濟(jì)南 250216；2. 國家火力發(fā)電工程技術(shù)研究中心（華北電力大學(xué)），北京 102206）

0 引言

在“碳中和、碳達(dá)峰”的背景下，中國能源結(jié)構(gòu)進(jìn)入深度調(diào)整期。傳統(tǒng)能源的清潔高效利用，是實(shí)現(xiàn)能源消費(fèi)高效化、低碳化的必然要求。

熱電聯(lián)產(chǎn)模式因其可實(shí)現(xiàn)能源較高利用率而被廣泛應(yīng)用于大中型燃煤機(jī)組中?；鹆Πl(fā)電過程中，熱能被轉(zhuǎn)化為電能的效率約為30%～48%，主要能量損失為汽輪機(jī)的排汽冷凝損失[1]；因此，低溫余熱利用得到了廣泛關(guān)注與研究。

由于熱泵技術(shù)可以在不改變機(jī)組容量的情況下提高機(jī)組的能量利用率，所以被廣泛應(yīng)用在電廠的中低溫余熱利用生產(chǎn)過程中[2,3]。文獻(xiàn)[4]以某垃圾焚燒電廠為例，研究了吸收式熱泵回收低溫循環(huán)水余熱的經(jīng)濟(jì)效益；研究結(jié)果表明，采用吸收式熱泵后，機(jī)組每年發(fā)電效益提高27.82 萬元。文獻(xiàn)[5]對(duì)熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合熱泵后的調(diào)峰能力進(jìn)行了分析；研究結(jié)果表明，加裝吸收式熱泵后，機(jī)組的最大供熱能力提高了33.5%，調(diào)峰能力明顯提升。文獻(xiàn)[6]分析了機(jī)組耦合吸收式熱泵后的調(diào)峰性能，闡述了其優(yōu)越性。文獻(xiàn)[7]分析了機(jī)組增加熱泵后的供熱可行域及供熱能力；研究表明，采用吸收式熱泵可以增加機(jī)組的供熱能力和調(diào)峰能力。文獻(xiàn)[8]通過實(shí)驗(yàn)分析了機(jī)組耦合熱泵后調(diào)峰能力的變化，并研究了機(jī)組變工況的調(diào)峰性能。文獻(xiàn)[9]提出了一種利用熱電發(fā)電機(jī)和吸收式熱泵回收固體氧化物燃料電池廢氣余熱的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)；該系統(tǒng)充分利用了熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中的廢氣余熱。文獻(xiàn)[10]提出了將高背壓、吸收式熱泵和吸收式換熱器相結(jié)合的燃煤電廠熱電聯(lián)產(chǎn)改造節(jié)能方案。文獻(xiàn)[11]對(duì)比分析了吸收式熱泵和壓縮式熱泵的性能；研究表明，壓縮熱泵的循環(huán)性能系數(shù)（coefficient of performance，COP）較高，?效率較低，不可逆損失較大；采用吸收式熱泵后，?能得到有效回收，?率較高。文獻(xiàn)[12]利用Aspen Plus 軟件分析了吸收式熱泵、吸收式熱變壓器、蒸汽噴射泵和機(jī)械熱泵的性能，研究結(jié)果可為熱泵的選型提供了參考。文獻(xiàn)[13]分析了電壓縮式熱泵、蒸汽壓縮式熱泵、吸收式熱泵及壓縮-吸收復(fù)合式熱泵機(jī)組性能；研究表明，采用蒸汽型熱泵比電驅(qū)動(dòng)更節(jié)能。文獻(xiàn)[14]從熱力學(xué)角度分析了一種集成單效循環(huán)吸收式熱泵的有機(jī)朗肯循環(huán)布局三聯(lián)產(chǎn)發(fā)電方法。文獻(xiàn)[15]提出了基于絕熱壓縮空氣儲(chǔ)能的新型三聯(lián)供系統(tǒng)；系統(tǒng)中集成了吸收式熱泵；重點(diǎn)研究了改變關(guān)鍵物理參數(shù)時(shí)，能量轉(zhuǎn)換變化原理。文獻(xiàn)[16]采用有機(jī)朗肯循環(huán)和吸收式熱泵技術(shù)，實(shí)現(xiàn)了太陽熱能的級(jí)聯(lián)利用，實(shí)現(xiàn)了冷、熱、電三位一體的多代能源系統(tǒng)。

以上相關(guān)研究主要針對(duì)機(jī)組耦合熱泵后的調(diào)峰能力或能耗特性等單一因素進(jìn)行了討論，鮮有文獻(xiàn)同時(shí)對(duì)2 種因素進(jìn)行綜合分析。

本文首先分析了現(xiàn)有吸收式熱泵機(jī)組的變工況性能，然后利用Ebsilon 建立了600 MW 機(jī)組熱力學(xué)模型、吸收式熱泵的物理模型。最后，綜合分析了耦合吸收式熱泵后，機(jī)組調(diào)峰能力及能耗特性。

1 吸收式熱泵性能分析

熱泵機(jī)組設(shè)計(jì)工況：熱網(wǎng)循環(huán)水進(jìn)出口溫度分別為50 ℃、70 ℃，循環(huán)水進(jìn)出口溫度分別為38 ℃、30 ℃，蒸汽壓力為0.4 MPa，COP值為1.76。

1.1 吸收式熱泵數(shù)學(xué)模型

針對(duì)如圖1所示的吸收式熱泵機(jī)組進(jìn)行建模。

圖1 吸收式熱泵系統(tǒng)模型Fig. 1 Model of absorption heat pump system

由于熱泵的熱力計(jì)算中包含相變、傳熱、傳質(zhì)等復(fù)雜過程，考慮計(jì)算精度以及計(jì)算的快速收斂，對(duì)吸收式熱泵做如下假設(shè)：（1）吸收式熱泵系統(tǒng)處于熱平衡狀態(tài)，工質(zhì)處于穩(wěn)定流動(dòng)狀態(tài)。（2）蒸發(fā)器、冷凝器、吸收器和發(fā)生器出口工質(zhì)均為飽和狀態(tài)，不存在吸收不足等狀態(tài)。（3）熱交換器無熱損失；忽略管道阻力，即無管道壓力損失。（4）節(jié)流裝置為絕熱節(jié)流，對(duì)工質(zhì)的焓值無影響。（5）忽略泵功。

蒸發(fā)器：在蒸發(fā)器中，熱泵通過吸收循環(huán)水余熱，將冷凝器出來的蒸汽變?yōu)楦娠柡驼羝?/p>

式中：Dw和Ds分別為循環(huán)水和工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg·s-1；t6和t7分別為循環(huán)水進(jìn)出口溫度，K；h17和h16分別為蒸發(fā)器出口和進(jìn)口飽和蒸汽焓值，J·g-1；Cp為水的定壓比熱容，J·g-1·K-1。

蒸發(fā)器端差：

式中：t17為蒸發(fā)器出口蒸汽溫度，K。

吸收器：在吸收器中，溴化鋰濃溶液吸收蒸汽放熱量，然后變?yōu)殇寤囅∪芤海崃酷尫沤o熱網(wǎng)循環(huán)水。

式中：Drlb和Dllb分別為溴化鋰濃溶液和稀溶液的質(zhì)量流量，kg·s-1；Dr為熱網(wǎng)水流量，kg·s-1；t18和t1分別為吸收器出口熱網(wǎng)水溫度和熱網(wǎng)水回水溫度，K；h13和h9分別為吸收器入口溴化鋰濃溶液的焓值和吸收器出口溴化鋰稀溶液的焓值，J·g-1。

根據(jù)質(zhì)量守恒：

溴化鋰質(zhì)量守恒：

吸收器端差：

式中：t9為吸收器出口溴化鋰稀溶液的溫度，K。

發(fā)生器：利用汽輪機(jī)抽汽，將溴化鋰稀溶液中的水分加熱成飽和蒸汽析出。

式中：h14和h12分別為發(fā)生器產(chǎn)生過熱蒸汽焓值和發(fā)生器出口溴化鋰濃溶液焓值，J·g-1；h11為進(jìn)入發(fā)生器的溴化鋰稀溶液焓值，J·g-1；h3和h4分別為汽輪機(jī)抽汽焓值和發(fā)生器疏水焓值，J·g-1；Djl為熱泵耗汽量，kg·s-1。

溴化鋰質(zhì)量守恒：

溶液熱交換器：

式中：h10為進(jìn)入溶液熱交換器的溴化鋰稀溶液焓值，J·g-1。

冷凝器：在冷凝器中，熱泵將飽和蒸汽冷卻，同時(shí)將放出的熱量用于加熱吸收器出來的熱網(wǎng)循環(huán)水。

式中：h15為冷凝器壓力下的飽和水焓，J·g-1；t8為冷凝器出口熱網(wǎng)水溫度，K。

冷凝器端差：

式中：t15為冷凝器出口工質(zhì)溫度，K。

1.2 吸收式熱泵變工況性能分析

以設(shè)計(jì)工況為基礎(chǔ)，計(jì)算吸收式熱泵變工況運(yùn)行對(duì)COP值的影響。模擬設(shè)計(jì)工況熱泵COP值約為1.702，與設(shè)計(jì)值誤差約為3.4%，滿足工程計(jì)算精度要求。分別討論蒸汽壓力、熱網(wǎng)進(jìn)出口水溫、循環(huán)水出口溫度等因素對(duì)吸收式熱泵COP值的影響。吸收式熱泵變工況運(yùn)行曲線如圖2 所示。

圖2 吸收式熱泵變工況性能Fig. 2 Off-design performance of absorption heat pump

如圖2（a）所示，熱泵機(jī)組COP值隨抽汽壓力發(fā)生變化：隨著抽汽壓力的升高，吸收式熱泵的COP值逐漸從1.56 增加至約1.72；當(dāng)抽汽壓力超過0.37 MPa 時(shí)，增加抽汽壓力對(duì)熱泵COP值影響較小。

如圖2（b）所示，熱泵機(jī)組COP值隨循環(huán)水出口溫度發(fā)生變化：隨著循環(huán)水出口溫度從27 ℃增加至36 ℃，熱泵COP值逐漸從1.67 增加至1.745。這是因?yàn)楫?dāng)循環(huán)水出口溫度升高時(shí)，蒸發(fā)器中的蒸發(fā)壓力也會(huì)升高，對(duì)應(yīng)的吸收器中的壓力也會(huì)升高，濃溶液吸收水蒸汽的能力上升，傳遞給熱網(wǎng)水的熱量就會(huì)升高。

如圖2（c）所示，熱網(wǎng)回水溫度從41 ℃增加至54 ℃時(shí)，吸收式熱泵機(jī)組的COP值變化情況。當(dāng)熱網(wǎng)回水溫度升高時(shí)，由于吸收器稀溶液的溫度也會(huì)升高，在蒸發(fā)壓力一定時(shí)，吸收器吸收的水蒸汽量減少，即傳遞給熱網(wǎng)水的熱量就會(huì)減少，相應(yīng)的COP值就會(huì)降低。

如圖2（d）所示，熱網(wǎng)回水溫度從66 ℃增加至79 ℃時(shí)，吸收式熱泵機(jī)組的COP值變化情況。當(dāng)熱網(wǎng)水出口溫度升高時(shí)，在其他條件不變的情況下，冷凝器的冷凝壓力升高，發(fā)生器中濃溶液的濃度會(huì)減小，從發(fā)生器蒸發(fā)的水蒸汽減少，傳遞的熱量就會(huì)減少，COP值就會(huì)降低。

對(duì)比分析4 個(gè)參數(shù)變化所對(duì)應(yīng)的COP值可知，熱泵出口熱網(wǎng)水溫度對(duì)熱泵機(jī)組COP值的影響最大。

2 算例機(jī)組熱力學(xué)及能耗模型

2.1 算例機(jī)組熱力學(xué)模型

采用Ebsilon 建立了某600 MW 機(jī)組的熱力學(xué)模型，機(jī)組主要性能參數(shù)如表1 所示。

表1 機(jī)組主要技術(shù)參數(shù)Tab. 1 Main technical parameters of the unit

以閥全開工況作為模型設(shè)計(jì)工況。

所建熱力學(xué)模型的正確性驗(yàn)證：計(jì)算模擬機(jī)組不同熱耗保證工況（turbine heat acceptance，THA）的電負(fù)荷數(shù)據(jù)，并與熱平衡圖中的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)各工況誤差結(jié)果均小于0.5%，符合工程計(jì)算精度要求。

如圖3 建立傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合熱泵熱力系統(tǒng)模型。模型中，以熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組中壓缸排汽作為供熱的熱源。假設(shè)抽汽壓力在供熱全工況中保持不變。在排汽中，一部分蒸汽通過熱網(wǎng)加熱器加熱熱網(wǎng)回水；另一部分蒸汽通過管道進(jìn)入吸收式熱泵換熱。鑒于一般情況下熱網(wǎng)水供水溫度達(dá)不到設(shè)計(jì)值，因此本文取熱網(wǎng)供、回水溫度分別為90 ℃、60 ℃。

圖3 600 MW 機(jī)組耦合吸收式熱泵后熱力系統(tǒng)圖Fig. 3 Thermodynamic system diagram of the 600 MW unit coupled with absorption heat pump

吸收式熱泵的熱力學(xué)模型如圖4 所示。圖中，熱網(wǎng)水經(jīng)過吸收器和冷凝器將溫度加熱至熱網(wǎng)所需溫度；機(jī)組抽汽在發(fā)生器中與溴化鋰溶液進(jìn)行換熱，機(jī)組的冷卻循環(huán)水在蒸發(fā)器中進(jìn)行換熱。

圖4 吸收式熱泵熱力系統(tǒng)圖Fig. 4 Thermodynamic system diagram of absorption heat pump

假設(shè)：最大供熱能力為100 MW，COP值為1.7；熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組變工況下，熱網(wǎng)供回水溫度和冷凝水溫度均保持不變。

2.2 能耗模型

輸入鍋爐的熱量與汽輪機(jī)所消耗的熱量及鍋爐效率、鍋爐管道效率有關(guān)，計(jì)算如式（12）[17]：

式中：Bb為機(jī)組的煤耗，kg·s-1；ηb為鍋爐效率；ηp為鍋爐管道效率；QL為煤炭低位發(fā)熱量，J·g-1；Qt為鍋爐輸入汽輪機(jī)的熱量，kW。

鍋爐輸入汽輪機(jī)的熱量可由Ebsilon 軟件計(jì)算得出。

機(jī)組輸入的能量主要為煤的化學(xué)能；機(jī)組輸出的能量主要包括機(jī)組的發(fā)電量與機(jī)組的供熱負(fù)荷。機(jī)組的能量利用率為機(jī)組輸出的能量與機(jī)組輸入能量的比值，如式（13）所示：

式中：ηen為機(jī)組的能量利用率；Pp為機(jī)組的發(fā)電量，kW；Qs為機(jī)組的供熱量，kW。

機(jī)組輸出能量?包括熱量?與電能?，輸入的能量?主要為燃料的化學(xué)?。機(jī)組的?效率為機(jī)組輸出能量?與機(jī)組輸入能量?的比，如式（14）所示：

式中：ηex為機(jī)組的?效率；Ep為機(jī)組輸出的電能?；Es為機(jī)組供熱的熱量?；Ef為機(jī)組輸入燃料的化學(xué)?。

燃料的化學(xué)?由下式計(jì)算：

式中：QH為燃料的高位發(fā)熱量，J·g-1。

3 計(jì)算結(jié)果分析與討論

3.1 供熱可行域

未耦合熱泵時(shí)，600 MW 機(jī)組供熱可行域可通過改變機(jī)組不同主蒸汽流量下的供熱抽汽量計(jì)算獲得，如圖5 中線段AB、BC、CD、DA所圍成的區(qū)域所示。線段AB為純凝工況時(shí)，機(jī)組電負(fù)荷的運(yùn)行范圍。線段BC反映了鍋爐最大出力時(shí)供熱量與發(fā)電量的變化趨勢。線段CD為低壓缸在最小進(jìn)汽流量下，供熱量與發(fā)電量的關(guān)系曲線。線段DA反映了鍋爐在最小穩(wěn)燃負(fù)荷運(yùn)行時(shí)，機(jī)組供熱量與發(fā)電量的變化趨勢。

圖5 機(jī)組耦合吸收式熱泵供熱可行域Fig. 5 Heating feasible region of the unit coupled with absorption heat pump

當(dāng)機(jī)組供熱負(fù)荷為500 MW 時(shí)，受低壓缸最小進(jìn)汽量和鍋爐最大出力的限制，機(jī)組電負(fù)荷范圍只能在P2—P1 之間變化（236.9 MW～512.3 MW），由此造成了熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組熱電耦合的情況。

以傳統(tǒng)供熱可行域?yàn)榛A(chǔ)，通過熱泵的供熱量及COP值，可計(jì)算得到耦合吸收式熱泵后機(jī)組的供熱可行域——ABB′C′D′DA。線段BB′C′D′DCB所圍成的區(qū)域?yàn)槲帐綗岜霉ぷ鲄^(qū)域。

耦合吸收式熱泵后，機(jī)組的最小發(fā)電量不變，最大供熱量由833 MW 增加至875 MW。當(dāng)機(jī)組熱負(fù)荷為500 MW 時(shí)，機(jī)組的調(diào)峰范圍由P1—P2增加至P4—P3，最小發(fā)電量變?yōu)?18.3 MW。

3.2 供熱可行域內(nèi)能量利用率分布規(guī)律

圖6示出了機(jī)組耦合吸收式熱泵后，能量利用率的分布規(guī)律。

圖6 供熱可行域能量利用率Fig. 6 Energy utilization rate of heating feasible region

圖6 中，虛線將熱泵工作區(qū)域與傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組供熱區(qū)域劃分開來：虛線內(nèi)部所示為原抽凝機(jī)組供熱區(qū)域的能量利用率分布；虛線外部所示為機(jī)組耦合熱泵后系統(tǒng)能量利用率分布。

抽凝供熱時(shí)，機(jī)組的最大能量利用率約為82.7%，分布在供熱可行域的最大供熱處：由于抽汽供熱回收了機(jī)組部分冷凝損失，隨著供熱量的增加抽汽量隨之增加，汽輪機(jī)排汽損失就逐漸減小。

耦合熱泵后機(jī)組的能量利用率分布規(guī)律與傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組相似：隨著供熱量增加，機(jī)組的能量利用率逐漸增加。在吸收式熱泵運(yùn)行區(qū)域內(nèi)，由于回收了大量冷源損失，能量利用率與原抽凝機(jī)組相比呈增加趨勢，最大能量利用率在機(jī)組的最大供熱量處約為84.6%。

3.3 供熱可行域內(nèi)?效率分布規(guī)律

圖7示出了耦合吸收式熱泵后，機(jī)組?效率變化規(guī)律：機(jī)組?效率最大約為42.2%，位于純凝100%THA 工況處；此時(shí)機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性最好。隨著供熱量的增加，高溫高壓蒸汽與熱網(wǎng)水進(jìn)行換熱，未進(jìn)行發(fā)電，增加了熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的不可逆?損失，造成系統(tǒng)?效率下降。

圖7 供熱可行域?效率Fig. 7 Exergy efficiency within operation feasible region

與抽凝供熱相比，機(jī)組耦合吸收式熱泵后，?效率呈增加趨勢。這是由于機(jī)組在運(yùn)行中不僅減少了大溫差換熱造成的不可逆?損失，同時(shí)回收了大量的冷源損失。

4 結(jié)論

針對(duì)耦合熱泵的供熱系統(tǒng)，建立了機(jī)組能耗模型。結(jié)合算例機(jī)組，對(duì)比分析了耦合熱泵運(yùn)行對(duì)機(jī)組供熱可行域及機(jī)組熱力學(xué)性能的影響，得出以下結(jié)論。

（1）熱泵變工況性能方面：增加熱泵抽汽壓力或循環(huán)水出口溫度，降低熱網(wǎng)出口水溫或熱網(wǎng)回水溫度可以提高吸收式熱泵機(jī)組COP值；但當(dāng)抽汽壓力高于某值或熱網(wǎng)水出口溫度低于某值時(shí)，改變?cè)搮?shù)對(duì)COP值影響不大；熱網(wǎng)水出口溫度對(duì)熱泵機(jī)組COP值的影響最大。

（2）熱電解耦性能方面：機(jī)組耦合熱泵運(yùn)行可以增加機(jī)組的供熱可行域，從而提高機(jī)組的調(diào)峰能力。當(dāng)熱泵以最大供熱負(fù)荷供熱，且機(jī)組外界供熱負(fù)荷為500 MW 時(shí)，耦合吸收式熱泵的機(jī)組可提供的最小電負(fù)荷為218.3 MW，最小調(diào)峰能力增加約2.79%。

（3）能量利用率方面：機(jī)組耦合熱泵運(yùn)行可以提高系統(tǒng)的能量利用率，其主要影響因素為機(jī)組的供熱量。機(jī)組最大供熱負(fù)荷處即為能量利用率的最大點(diǎn)。機(jī)組耦合熱泵運(yùn)行后，系統(tǒng)最大能量利用率有所增加，可由82.7%增至84.6%。

（4）?效率方面：機(jī)組耦合熱泵運(yùn)行后，由于減少了大溫差換熱造成的不可逆?損失，同時(shí)回收了大量冷源損失，所以在相同的熱電負(fù)荷下，吸收式熱泵運(yùn)行區(qū)域系統(tǒng)?效率增加。