拖动与采暖多用途动力供暖系统的综合分析

徐则林，姜燕妮，殷培光，郝亚珍

（国电科学技术研究院，北京100081）

热电联产以高效、节能、环保、先进的热电机组替代落后、污染物排放量大、分散供热的小锅炉，具有较好的经济效益，是一种有效的能源梯级利用方法［1-5］.热电联产集中供热是目前我国城市主要的供暖方式.当前热电联产机组的供热汽源一般采用中压缸排汽，压力为0.3～0.5 MPa，温度为235～265℃；由亚临界以上参数的纯凝机组改为供热机组的汽源压力一般为0.7～1.1 MPa，温度达到340～360 ℃.而在实际供暖过程中，较温暖地区所需的供水温度一般低于80℃，寒冷地区所需的供水温度为100 ℃左右，地暖方式（仍由城市管网供热的地埋管形式，并非取于地下热）所需供水温度一般为40～60 ℃.无论是热电联产供热机组还是纯凝机组改造为供热机组，供汽温度都高于热水温度120～200K以上，地暖方式的温差达到180～300K，这样大的传热温差会造成蒸汽可用能的巨大浪费［6-9］.平均1 kg蒸汽有500kJ以上可用能以热能形式传给热网系统，虽然供热系统热效率很高，但 损失大、 效率低，由此可以看出传统的供热技术只是进行初浅的热能分级，只注重传递热能数量的多少，不注重传递热能的品质.因此，笔者基于热力学第二定律原理，以 效率方法评价供热系统的优劣，提出拖动与采暖多用途动力供暖技术，在保证原有供热质量的前提下实现蒸汽可用能最大限度地转换为动力能，提高供热系统的 效率.

1 拖动与采暖多用途抽汽背压式小汽轮机供热技术

目前，国内高参数、大容量纯凝发电机组布点多，装机容量相对过剩，机组负荷率低，由于地方供热需求逐年递增，因此纯凝发电机组通过改造实现供热是节能环保和可持续发展的客观要求.但大机组供热改造存在机组容量和参数与供热需求总量不匹配的问题.为解决这一问题，笔者提出一种拖动与采暖多用途动力供暖系统.该系统适用于机组容量大、供热量相对较小的地区，利用该系统与辅机汽动和回热系统进行优化，不但在供暖期能为风机和水泵等提供驱动动力，完成供热任务，而且在非供暖期能够利用小汽轮机排汽余热加热机组凝结水以提高整个系统的回热效果.

图1 为拖动与采暖多用途动力供暖系统示意图.抽汽背压式小汽轮机驱动动力设备7，小汽轮机设有一个抽汽口3和一个排汽口2.入口蒸汽1来自主汽轮机的中压缸排汽，在小汽轮机中把蒸汽可用能转换为动力能后经2排出，再进入低温热源加热器5加热热网循环水.小汽轮机抽汽3连接高温热源加热器6，再次提高热网循环水温度.低温热源加热器只作为基本的热网加热设备，用来回收小汽轮机的余热，不具有调节热网负荷的作用；高温热源加热器在小汽轮机满足功率调节的条件下只进行微量的热网水温度调节.整个热网的供水温度由其他热源8进入热网加热器完成调节加热作用.

图1 拖动与采暖多用途动力供暖系统示意图Fig.1 Schematic diagram of the heating system with dragging and heating cogeneration

2 中压缸排汽供暖系统的热力学分析

2.1 供暖期系统的热力学分析

图2为传统纯凝机组改造为供热机组的热网系统示意图，热网加热器汽源来自中压缸排汽1，换热后疏水从2流出，3为热网循环水回水，4为热网循环水供水.其中，TH1为热源流体进口温度，TH2为热源流体疏水温度，TC3为冷源流体进口温度（即热网循环水回水温度），TC4为冷源流体出口温度（即热网循环水供水温度）.

图2 纯凝机组改造为供热机组示意图Fig.2 Schematic diagram of the heating unit retrofitted from condensing unit

对于稳流系统，若不计动能与位能的变化，并且取系统与环境组成孤立系统，则蒸汽在热网加热器中的单位质量付出 为

冷流体在加热过程中的单位质量获得 为

式中：h1、h2分别为蒸汽进、出口的焓；s1、s2分别为蒸汽进、出口的熵；h3、h4分别为冷流体进、出口的焓；s3、s4分别为冷流体进、出口的熵；T0为环境温度（根据汽轮机膨胀极限背压为3kPa时的饱和温度确定），取24 ℃.

单位质量蒸汽在加热过程中，与之相对应的冷源流体获得的平均收益 为

式中：qm，水为循环水的质量流量；qm，汽为供热蒸汽的质量流量.

热交换器的平均 效率η为

式中：TH、TC分别为热流体和冷流体的定性温度.

可根据上式计算平均换热温差.

表1给出了传统纯凝超临界机组改造为供热机组时可选择的参数.供热汽源来自主汽轮机的中压缸排汽，压力为1.028 MPa，温度为359.8 ℃，热网循环水回水温度TC3为41.55 ℃，冷源平均吸热温度为47.37 ℃，传热温差达到212.47K.在此条件下，1kg蒸汽在热网加热器中的付出 很大，达到888.66kJ／kg，热网加热器的平均 效率很低，为20.27%.因此，在实际工程应用中，在不降低供热质量的前提下应尽量减小传热温差，这对减少 损失尤其重要.

图3为应用新技术改造后的拖动与采暖多用途动力供暖系统热网示意图.在供热初、末期所需的供水温度较低，关闭阀门1，只需小汽轮机排汽2 加热，供出热水.在供热高峰期，仅用小汽轮机排汽2提供的热量不能达到供热要求，还需要小汽轮机的抽汽3作为高温热源，经过高温热源加热器换热后供出热水（作微量调节），以达到供热所需的水温.

表2为采用拖动与采暖多用途动力供暖技术的机组在100%负荷下的参数.热网回水先经过低温热源加热器预热到52.74 ℃，再经过串联的高温热源加热器将水温提高到58.25 ℃后供出，达到居民的供暖标准.热网的热负荷由其他热源调节.经计算，蒸汽在拖动与采暖多用途动力供暖系统的高温热源加热器中的单位质量付出 Δe′H为444.99 kJ／kg，高温热源加热器的平均 效率η′为52.31%.蒸汽在低温热源加热器中的单位质量付出 Δe″H为218.88kJ／kg，低温热源加热器的平均 效率η″为71.89%.而汽轮机中压缸排汽为供热系统的热源，加热过程中热源的 为888.66kJ／kg，平均 效率只有20.27%.目前普遍采用的地暖系统所需的单位面积供热量与传统供热系统相当，但所需供热介质（热水）的温度较低，所以整个供暖期90%以上的时间完全由低温热源加热器加热，由高温热源加热器加热的时间占10%左右.从上述计算分析可知，拖动与采暖多用途动力供暖系统在供暖期供热汽源的平均压力降到0.019 MPa，比汽轮机中压缸排汽供热汽源压力降低了1.009 MPa；供暖期供热汽源的平均温度下降到54.42 ℃，比汽轮机中压缸排汽供热汽源温度降低了205.42K，供热汽源温度与被加热的热网循环水的传热温差为4.62K，汽轮机的排、抽汽供热汽源的蒸汽温度与被加热的热网循环水的传热温差为212.47K.在2种供热技术下完成同样的供热任务并达到同样的供热质量时，拖动与采暖多用途动力供暖系统中供热汽源的单位质量付出 比传统供暖系统减少了661.69kJ／kg，平均 效率大幅度提高，节能效果显著.

表1 纯凝机组改造为供热机组时的可选参数Tab.1 Selectable parameters for retrofit from condensing unit into heating system

图3 改造后的拖动与采暖多用途动力供暖系统热网示意图Fig.3 Heating network of the system with dragging and heating cogeneration

表2 采用拖动与采暖多用途动力供暖技术的机组在100%负荷下的热网参数Tab.2 Heating network parameters of the system with dragging and heating cogeneration at 100%unit load

2.2 非供暖期系统的热力学分析

图4为非供暖期汽动引风机示意图.图4（a）为传统的汽动引风机改造示意图，汽动引风机采用凝汽式小汽轮机，小汽轮机凝结水经凝结水泵打入主凝汽器.此改造一般没有节能意义，但可以增加发电机组的上网电量.

图4 非供暖期的热力系统图Fig.4 Schematic diagram of the system in non-heating period

表3给出了引风机电动与汽动（纯凝方式）时的参数.由表3可知，如果引风机汽动方式为纯凝式小汽轮机，由于小汽轮机缸效率比主汽轮机低压缸效率低，即使整个能量转换过程中减少了发电机损失和电动机损失，汽动方式下系统最终的平均 效率还是比电动方式下降低了2%以上，所以纯凝的引风机汽动方式并不节能，只是减少了厂用电量，增加了上网电量，在煤价低的情况下对发电企业的经济效益有微量的提高.

表3 引风机电动和汽动（纯凝方式）时的参数Tab.3 Parameters of induced draft fan respectively under power-driven and steam-driven mode %

图4（b）为引风机拖动与采暖多用途动力供暖系统示意图.引风机采用抽汽背压式小汽轮机驱动，该系统将引风机汽动与机组的回热系统进一步结合，在冬季供暖期，小汽轮机在拖动引风机的同时，其抽汽、排汽分别作为供暖系统的高、低温热源.此处主要叙述在非供暖期，小汽轮机排汽回热进入凝结水系统的节能机理.以目前我国主要投入运行的600 MW 超临界纯凝机组为例，根据主汽轮机的凝结水温度和小汽轮机排汽质量流量，可优化小汽轮机背压为14～20kPa.此时虽然小汽轮机的缸效率比主汽轮机低压缸效率低，但小汽轮机排汽背压远低于主汽轮机最末一段抽汽（第8段抽汽）的压力，即小汽轮机排汽焓比第8段抽汽的排汽焓低，比主汽轮机的排汽焓高，小汽轮机背压介于第8段抽汽压力和主汽轮机背压之间，所以小汽轮机的排汽余热可以回收到凝结水中，相当于增加了一级回热，给主汽轮机凝结水预热，使低压加热器的入口凝结水温度升高，相应第8段抽汽质量流量减少，对应的低压加热器传热热流密度减小，端差降低（理论计算和实验都已证明），由于蒸汽回热的参数更低，使得低压回热蒸汽的总量增加4%左右，提高了整个系统的回热效果，使机组相对热耗下降.

3 工程应用及分析

2012年底采用该技术对国电荥阳电厂1 号机组完成了引风机汽动回热／供热改造工程，采用拖动与采暖多用途抽汽背压式小汽轮机来拖动引风机，实现了小汽轮机的排汽余热冬季用于供热、夏季加热凝结水的目标，达到蒸汽热能深度梯级利用、纯凝机组低压回热蒸汽总量增加及相对热耗下降的目的.表4为600 MW 额定负荷下，纯凝机组在非供暖期引风机汽动回热系统下机组的性能指标.

由表4可以看出，引风机汽动回热系统下机组的综合供电煤耗下降1.05g／（kW·h），低压回热蒸汽总量增加7.86t，小汽轮机余热蒸汽 比第8段抽汽 低69.05kJ／kg，机组相对热耗下降16.82 kJ／（kW·h），小汽轮机由于背压较高、排汽干度大，在科学的容量选型条件下，运行效率达到86%，比一般的汽动纯凝机组改造前的效率高4%～5%，本次改造的运行结果表明，在非供暖期应用汽动回热技术比电动变频技术节能.

在供暖期，与主汽轮机中压缸排汽供热相比，采用拖动与采暖多用途动力供暖技术时供热汽源单位质量付出 减小了661.69kJ／kg，可供出余热蒸汽量58.45t，在完成供暖的同时多转换有用功9 231 kW，相当于供电煤耗下降4.54g／（kW·h），供暖期节约标准煤5 446t，非供暖期节约标准煤2 325 t，年减少CO2排放量2.02×104t以上.

表4 引风机汽动回热系统下机组的性能指标Tab.4 Performance parameters of the induced draft fan after retrofit

此技术特别适用于我国中部地区（如山东、河南、陕西、河北南部等）纯凝发电机组的供热改造.因为这些地域中，有的地区冬季供暖温度不高，供热规模相对不大，有的地区通常不供暖，这些地区工农业生产规模较大、发电厂较多，但热电厂相对较少，城镇的纯凝发电机组较多.此外，这些地区的发电机组装机容量相对过剩，如果增加热电联产机组，一方面会增加环保压力，另一方面会影响在役机组发挥作用，所以应尽量利用地处城镇的纯凝发电机组，将其改造为供热机组来满足人民生活和生产需求.本改造工程解决了机组容量大而供热规模小、可选供热参数高及 损失大的问题，为深度节能找到了科学的技术方法.

4 结 论

拖动与采暖多用途动力供暖系统在采暖期为风机和水泵等提供驱动动力，完成供热任务，在非供暖期利用排汽余热加热机组凝结水以提高整个系统的回热效果，解决了以前小汽轮机改造只能应用于持续的工业供热而不能应用于居民供暖的问题.此系统与传统供热方式相比，在供暖期供热汽源的温度大幅下降，热源加热器的换热温差减小，损失降低，平均 效率大幅提高.在非供暖期，机组的低压回热蒸汽总量增加，机组相对热耗下降，供电煤耗下降，厂用电率大幅下降，节能减排效果显著.

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