大型火電廠余熱深度利用技術分析研究

鄒道安 ，光 旭

(1.中國能建工程研究院燃煤電廠環(huán)保技術應用研究所，浙江 杭州 310012；2.中國能源建設集團浙江省電力設計院有限公司，浙江 杭州 310012)

0 引言

在我國現(xiàn)役火電機組中，排煙熱損失是電站鍋爐各項熱損失中占比最大的一項，一般為5%～8%。影響排煙熱損失的最主要因素是鍋爐排煙溫度，而目前我國火電機組鍋爐排煙溫度普遍偏高，一般維持在110 ～150 ℃[1]。國內很多電廠采用低溫省煤器方案來降低排煙溫度，提高電廠經濟性[2]。主要煙氣余熱利用技術如下：

1)水媒式煙氣換熱器(media gas gas heate，MGGH)。利用鍋爐空預器出口高溫煙氣加熱熱媒水，再利用加熱后的熱媒水加熱脫硫后的凈煙氣的系統(tǒng)，包括MGGH 煙氣冷卻器和MGGH 煙氣再熱器。根據(jù)MGGH 布置位置的不同起到不同的作用：冷卻器布置在除塵器前、再熱器布置在脫硫塔后，或者冷卻器布置在引風機后、再熱器分別布置在脫硫塔后[3]。

2)低溫省煤器。類似于布置在除塵器前的MGGH 煙氣冷卻器，不同之處在于換熱介質為低溫加熱器系統(tǒng)的凝結水，將煙氣熱量傳遞給回熱系統(tǒng)，提高凝結水溫度，減少相應的低溫加熱器抽汽量，提高機組的熱效率[4]。經低溫省煤器后，煙氣也可以達到低低溫電除塵器所需的煙溫條件，有利于除塵。低溫省煤器回收的熱量分成兩路：一路用于加熱凝結水系統(tǒng)；另一路采用暖風器用于加熱冷風系統(tǒng)[5]。

3)熱泵技術。吸收式熱泵是一種利用低品位熱源，實現(xiàn)將熱量從低溫熱源向高溫熱源泵送的循環(huán)系統(tǒng)。是回收利用低品位熱能的有效裝置，具有節(jié)約能源、保護環(huán)境的雙重作用。其中第一類吸收式熱泵，也稱增熱型熱泵，是利用少量的高溫熱源(如蒸汽、高溫熱水、可燃性氣體燃燒熱等)為驅動熱源，產生大量的中溫有用熱能。即利用高溫熱能驅動，把低溫熱源的熱能提高到中溫，從而提高了熱能的利用效率[6]。

對電廠低品位余熱的深度挖掘，包括煙氣余熱、循環(huán)水熱量利用技術的研發(fā)設計，是大型燃煤發(fā)電機組進一步節(jié)能提效的有效途徑。

1 工程概況

本文以浙江省內某4×600 MW 火力發(fā)電機組進行余熱深度利用技術分析。4 臺機組分別于2006 ～2007 年陸續(xù)投產，運行至今。2015 年該電廠進行了增效擴容改造項目，在600 MW機組基礎上通過汽輪機通流改造使其容量達到660 MW，以提高機組運行效率，降低機組供電煤耗率。同時，2015 年該電廠也進行了超清潔排放改造，采用低低溫電除塵和濕式電除塵技術，實現(xiàn)了污染物的超清潔排放。

2 電廠余熱利用系統(tǒng)現(xiàn)狀

電廠采用MGGH ＋低低溫電除塵+兩電場濕式電除塵器實現(xiàn)煙塵的超清潔排放。MGGH煙氣冷卻器共4 組，布置在低低溫電除塵器入口的煙道上，在100%鍋爐最大連續(xù)蒸發(fā)量(boiler maximum continuous rating，BMCR)運行工況下，將煙氣溫度從127.6 ℃降到88 ℃；熱媒水從煙氣冷卻器的低溫段流入，高溫段流出，此時熱媒水溫度從70 ℃上升至98.8 ℃。MGGH 煙氣再熱器共2 組，布置在濕式電除塵器后的煙道上，熱媒水從煙氣加熱器的高溫段流入，低溫段流出，熱媒溫度從98.8 ℃降至70 ℃，煙氣溫度從47.5 ℃升至80 ℃，此時不需要投加輔汽。

機組低負荷運行時，由于煙氣冷卻器進口溫度較低，熱媒水吸收熱量不能保證將煙囪出口溫度抬升至80 ℃以上，此時需要通過輔助蒸汽來加熱熱媒水。熱媒水在煙氣冷卻器與煙氣再熱器之間的動力由熱媒水循環(huán)泵提供。

在合理選用煙氣冷卻器和煙氣再熱器材質的同時，電廠還在濕式電除塵器的出口設置水平煙道除霧器，將煙氣中霧滴含量由75 mg/Nm3降低至40 mg/Nm3，減輕煙氣對煙氣加熱器低溫段換熱管的腐蝕，進一步提高煙氣加熱器的防腐蝕性能。

3 余熱利用系統(tǒng)提效改造技術分析

基于電廠現(xiàn)有尾部煙氣凈化技術以及余熱回收系統(tǒng)，綜合分析如下：

1) 電廠已采用MGGH 煙氣冷卻器和MGGH 煙氣再熱器，一方面實現(xiàn)了低低溫電除塵，控制了電除塵器出口粉塵濃度；另一方面回收了煙氣的余熱來加熱進煙囪前的濕煙氣，解決了煙囪的腐蝕問題。

2)電廠已在脫硫塔出口增設煙道除霧器，有效控制吸收塔出口煙氣中的液滴含量，并且增設了濕式電除塵裝置，完全實現(xiàn)了超低排放。

根據(jù)上述分析，本文提出利用循環(huán)水作為低溫熱源，采用熱泵技術，對機組現(xiàn)有余熱利用系統(tǒng)進行深度優(yōu)化。

3.1 電廠循環(huán)水系統(tǒng)

該電廠循環(huán)水系統(tǒng)采用二次循環(huán)，每臺機組均配有一座9 000 m2雙曲線自然通風冷卻塔，設計冷卻水量為76 150 m3/h，包括凝汽器冷卻水量72 000 m3/h 和開式水循環(huán)水量4 150 m3/h，冷卻塔進出水溫差9.38 ℃。冷卻塔總高度150 m，進風口標高10.33 m，塔底直徑118.85 m。

按照水的比熱容4.187 kJ/(kg·℃)，可以計算出冷卻塔的近似換熱功率為830.76 MW。如按發(fā)電負荷660 MW 計算，不考慮散熱等損失下的發(fā)電凈效率為44%，符合超臨界機組的普遍凈效率。

該電廠的循環(huán)水系統(tǒng)采用了兩機四泵的配置方式。循環(huán)水泵的運行方式根據(jù)季節(jié)、循環(huán)水進水溫度及凝汽器真空進行及時調整，同時循環(huán)水泵有高、低速兩種運行模式。

根據(jù)2014 全年的冷卻塔循環(huán)水進出口溫度報表，統(tǒng)計得到每個月的平均水溫見表1 所列；另據(jù)統(tǒng)計，2014 年度只有10%左右的時間冷卻塔的循環(huán)水進口溫度能達到40 ℃以上。

表1 電廠冷卻塔進出口平均水溫 ℃

3.2 循環(huán)水熱量回收與煙氣余熱利用組合技術路線

首先，利用吸收式熱泵可回收循環(huán)水熱量。從凝汽器出口的循環(huán)水管中引旁路至熱泵的低溫熱源進口，用熱泵來替代原冷卻塔降低循環(huán)水溫度，而后再作為冷卻介質進入凝汽器再次被加熱，形成新的循環(huán)，如圖1 所示。

圖1 采用熱泵回收循環(huán)水熱量示意圖

其次，結合電廠的實際運行情況，通過吸收式熱泵得到的中溫熱可用于以下兩個方面：

1)中溫熱用于提高鍋爐進風溫度

從技術角度分析，利用吸收式熱泵回收循環(huán)水廢熱以提高鍋爐進風溫度難度不大。鍋爐進風溫度與環(huán)境溫度接近，只要設置1 臺吸收式熱泵和相應的空氣—水換熱器即可實現(xiàn)。雖然隨著進風溫度的提高，鍋爐排煙溫度也將升高，但鍋爐效率得到了提高，已在其他工程的暖風器設計得到驗證。但由于中溫熱的溫度上限是95 ℃，經暖風器對于送風溫度的提高有限。

2)中溫熱用于降低超低排放系統(tǒng)能耗

此為吸收式熱泵與煙氣余熱利用的組合式技術，吸收式熱泵在超低排放系統(tǒng)的應用方式為斷開現(xiàn)有超低系統(tǒng)煙氣冷卻器和煙氣再熱器之間的熱媒水管道，將煙氣冷卻器和煙氣再熱器獨立開。一方面煙氣冷卻器作為低溫省煤器使用并回收熱量至凝結水系統(tǒng)，以替代部分低溫加熱器耗汽，根據(jù)其他660 MW 機組的工程設計經驗，對于660 MW 級機組可降低煤耗約1.5 g/kWh 左右；另一方面采用吸收式熱泵回收循環(huán)水廢熱后對煙氣再熱器中的熱媒水進行加熱，并用少量蒸汽(4級抽汽)作為驅動熱源，可在不改動機組超低排放系統(tǒng)設置的情況下降低機組的運行能耗。

由于吸收式熱泵內各工質的溫度差有一定限制，即被加熱的中溫熱源進口溫度與低溫熱源進口溫度的差值需小于35 ℃；系統(tǒng)運行時煙氣再熱器出口熱媒水溫度為75 ℃左右，與循環(huán)水的溫差大于35 ℃(見表1 所列，循環(huán)水入口溫度低于40 ℃)，因此熱泵不能正常運行。這一特點對直接使用熱泵進行煙氣再熱造成了較大困難，因此，本文進一步提出了下述兩種技術方案。

3.3 方案一循環(huán)水與煙氣余熱綜合回收技術

方案一是通過將煙氣再熱器出口熱媒水的熱量再利用，來降低進入熱泵的熱媒水溫度，從而保證熱泵的正常運行，可以通過提高鍋爐進風溫度的方式實現(xiàn)。具體流程為：將電廠現(xiàn)有煙氣冷卻器和煙氣再熱器解列，煙氣冷卻器的熱量用于加熱回熱系統(tǒng)的凝結水，凝結水從7 號低溫加熱器前抽出，經煙氣冷卻器換熱后返回6 號低溫加熱器前；從煙氣再熱器流出的72 ℃熱媒水先經一級換熱器降溫、將熱量用于加熱鍋爐送風，溫度降低后的熱媒水進入熱泵加熱后再以92 ℃的溫度送回煙氣再熱器；熱泵的驅動熱源可利用4 級抽汽，熱泵低位熱源為抽取的30 ℃的凝汽器出口循環(huán)水，經熱泵后以25 ℃返回凝汽器入口循環(huán)水管道。工藝流程圖如圖2 所示。

圖2 循環(huán)水與煙氣余熱綜合回收技術方案一工藝流程圖

根據(jù)電廠4 號機組實際運行的參數(shù)計算，100%熱耗率驗收(turbine heat acceptance，THA)工況下熱泵的總制熱功率為32 MW，從循環(huán)水中獲得13.2 MW 的廢熱，驅動蒸汽熱量為20 MW，熱泵制熱能效比(coefficient of performance，COP)為1.6。

方案一中熱泵產生的熱量除了可以滿足煙氣加熱器需要的熱量外，還有12 MW 的熱量可以用來加熱冷一次風和冷二次風，使得一次風和二次風的風溫提高約20 ℃，相應的鍋爐排煙溫度也提高約14 ℃。目前除塵器前的煙氣冷卻器布置空間非常緊湊，已經沒有改造空間，在不改變現(xiàn)有煙氣冷卻器換熱面積的前提下，電除塵器前入口的煙溫也提高約14 ℃。而現(xiàn)有低低溫電除塵設計入口煙氣溫度約90 ℃，因此加熱冷風后電除塵器入口煙溫將提高到約104 ℃，在酸露點以上，低溫電除塵出口煙塵排放濃度要比低低溫電除塵高一些。考慮到電除塵器后有濕法脫硫和濕式電除塵流程，經評估，最終的煙塵濃度可以控制在5 mg/Nm3以下。因此方案一不影響環(huán)保指標。

3.4 方案二循環(huán)水與煙氣余熱綜合回收技術

方案二采用復疊式熱泵，分步減少熱源溫差，實現(xiàn)熱泵在超低排放的直接應用。采用復疊式熱泵技術能有效的克服熱泵35 ℃的溫差限制，其技術原理是先采用一臺雙效吸收式熱泵(COP=2.4)在驅動蒸汽作用下回收循環(huán)水余熱制取55℃的熱水，獲得的熱水作為第二臺單效熱泵(COP=1.8)的余熱源，以實現(xiàn)將75 ℃的熱媒水加熱至90 ℃的目的。工藝流程如圖3 所示。

3.5 方案對比

兩種循環(huán)水與煙氣余熱綜合回收技術方案對比見表2 所列。

表2 兩種技術方案對比分析

從計算結果來看，由于兩個方案都將煙氣冷卻器作為低溫省煤器使用，均可降低5 ～8 級低溫加熱器抽汽耗量約41 t/h。在驅動蒸汽消耗方面，方案一需消耗蒸汽(4 級抽汽) 25.3 t/h，而方案二需要消耗蒸汽19.9 t/h (4 級抽汽)。從總體上看，兩種方案可分別降低蒸汽消耗17 t/h和20.9 t/h。

在熱泵總制熱量(即熱泵容量)方面，方案一所需的熱泵容量為32 MW，大于方案二的28.9 MW。同時方案二包含2 臺熱泵，系統(tǒng)布置相對復雜。方案一的熱泵COP可達到1.6以上，而組合方案二總COP 只有1.35 左右。

在回收循環(huán)水廢熱方面，方案一能回收的循環(huán)水廢熱量為13.2 MW，方案二只有5.2 MW。

此外，方案一中有12 MW 的熱量可用于提高鍋爐進風溫度，進一步降低機組煤耗。

根據(jù)以上分析，推薦采用方案一的循環(huán)水與煙氣余熱綜合利用技術。

3.6 方案一的節(jié)能效果

方案一將現(xiàn)有煙氣冷卻器和煙氣再熱器解列后，帶來的節(jié)能收益主要包括煙氣冷卻器加熱凝結水帶來的煤耗降低、熱泵系統(tǒng)回收的多余熱量加熱送風帶來的鍋爐效率提高，需要投入的是驅動蒸汽的損失；同時，采用方案一后，原有煙氣冷卻器實現(xiàn)的低低溫電除塵功能和煙氣再熱器實現(xiàn)的消除白煙、煙囪防腐功能都得到了保留。因此，采用方案一既能保持現(xiàn)有的環(huán)保效果，又能提高機組能效水平。

經估算，煙氣冷卻器加熱凝結水節(jié)約發(fā)電標煤耗約1.54 g/kWh，熱泵系統(tǒng)多余熱量加熱鍋爐送風節(jié)約發(fā)電標煤耗約0.5 g/kWh，熱泵系統(tǒng)驅動熱源增加的發(fā)電標煤耗約1.49 g/kWh，整體而言機組的發(fā)電標煤耗降低約0.55 g/kWh。

相比現(xiàn)有的MGGH 余熱利用方案，方案一的技術經濟性分析見表3 所列，可以看出，靜態(tài)投資回收期5 a，具有一定的經濟效益。

表3 方案一技術經濟性數(shù)據(jù)

4 結論

本文介紹了MGGH、低溫省煤器、熱泵等煙氣余熱利用技術，并結合循環(huán)水余熱、煙氣余熱等進行了余熱深度梯級利用的多種技術分析，提出了適合本工程實際情況的組合技術路線，主要結論如下：

1)結合本工程實際，分析了兩種循環(huán)水熱量回收與煙氣余熱利用組合技術方案，即煙氣冷卻器加熱凝結水+利用循環(huán)水余熱的熱泵加熱煙氣再熱器+熱泵多余熱量加熱送風的方案一，和煙氣冷卻器加熱凝結水+利用循環(huán)水余熱的兩級熱泵加熱煙氣再熱器的方案二。方案一的循環(huán)水余熱回收量大，是方案二的2 倍以上，且可加熱凝結水、提高鍋爐進風溫度，綜合能源利用率較高。因此本工程推薦組合技術方案一。

2)采用方案一后，煙氣冷卻器加熱凝結水節(jié)約標煤約1.54 g/kWh，熱泵系統(tǒng)多余熱量加熱鍋爐送風節(jié)約標煤耗0.5 g/kWh，熱泵系統(tǒng)驅動熱源增加的標煤約1.49 g/kWh，整體而言機組的發(fā)電標煤降低約0.55 g/kWh。