济南某燃气 -蒸汽联合循环供热方式经济分析

兰江 郭柯

1滇西科技师范学院数理学院

2山东华科规划建筑设计院有限公司

1 项目热负荷

本项目为济南市某片区供热发电项目， 该片区现有居住面积230万m2。

随着住宅、公共建筑节能标准的发布和实施， 片区作为城市新区， 必须大力推广建筑节能技术， 建筑采暖热指标相应呈下降趋势。依据建设部颁发的中华人民共和国行业标准 《民用建筑节能设计标准 （采暖居住部分）》 [1] ， 建筑本体采暖综合平均热指标为20.2 W/m2， 设计采暖综合热指标为29 W/m2。按照 《山东省居住建筑节能设计标准》（DB37/5026-2014）， 普通住宅的供暖设计热负荷指标为 25 W/m2。根据片区供热规划调研， 居住建筑设计采暖综合热指标取值29 W/m2。考虑管网损失后， 居住建筑热源设计采暖综合热指标取值35 W/m2。

济南地区气象条件： 室外采暖计算温度tw为-5.3℃。采暖期室外平均温度tp为1.4 ℃。采暖延续时间为3120 h （130天）。平均采暖热负荷与设计采暖热负荷之比=(18-1.4)/[18-(-5.3)]=0.7124。平均空调冷负荷与设计空调冷负荷之比 =(31.3-26)/[34.7-26]=0.6092。

表1为热负荷分析表。

表1 为热负荷分析表

2 燃气-蒸汽联合循环机组介绍

2.1 燃气-蒸汽联合循环机组运行原理

燃气—蒸汽联合循环机组主要设备由燃气轮机、余热锅炉、 蒸汽轮机、 发电机组成 （图 1）。燃气轮机是髙由压气机， 燃烧室和燃气透平等主要模块组成的。速旋转的压气机通过从环境中吸入大量空气并进行加压， 产生具有一定温度及压力的压缩空气， 将其喷入燃烧室中与燃料进行混合燃烧成为高温、 高压的燃气， 再经过透平膨胀做功。由于压气机耗功约占透平膨胀做功的1/2～2/3，故燃气轮机能输出一部分净功。做功后的燃气仍具有较高的温度， 且流量较大， 这部分能量如果直接排入大气，将引起较大的能量损失，故可将燃气轮机排气引入余热锅炉， 通过在余热锅炉中布置的换热器将烟气的余热传递给蒸汽轮机系统的给水， 产生具有一定温度及压力的水蒸汽， 送到汽轮机中去膨胀做功 [2] 。因此， 燃气一蒸汽联合循环机组实质上是把燃气轮机的 Brayton 循环与蒸汽轮机系统的Rankine叠置在一起， 实现了能量的梯级利用， 从而提高了机组运行的热经济性。

图1 燃机机组原理图

2.2 燃气-蒸汽联合循环机组选型

对于分布式能源站， 选择机组型式及容量时必须最大限度地考虑满足热负荷的需求。燃气—蒸汽联合循环热电联产机组中， 燃气轮机、 余热锅炉、 汽轮机的匹配原则一般是， 余热锅炉的蒸发量与燃气轮机排出的烟气余热相匹配， 汽轮机的进汽量与余热锅炉的蒸发量相匹配， 以使能源的利用效率最大化。

根据国家发展和改革委员会， 国家能源局， 财政部， 住房和城乡建设部， 环境保护部等部分发布的 《热电联产管理办法》（发改能源 [2016]617 号）的通知要求：采暖型联合循环项目供热期热电比不低于 60%。供工业用汽型联合循环项目全年热电比不低于40%。鼓励规划建设天然气分布式能源项目， 采用热电冷三联供技术实现能源梯级利用， 能源综合利用效率不低于70%[3]。

SGT-800型燃机机组的高排气温度使其特别适于热电联产和联合循环应用。全球已有近300台的销售业绩， 累积运行时间已经超过300万小时。 目前在国内有9台机组正在进行投标。 在联合循环中，SGT-800型机组的性能是同级别产品中最佳的。鉴于大修间隔高达60000等效运行小时，较低的维护成本及出色的热耗率，其寿命周期成本极具竞争力。其单位功率占用空间比很低， 因而安装时间短， 施工成本低， 并且方便在恶劣环境或偏远地区以及占地有限的工业区进行安装。所有SGT-800型机组均配备干式低排放燃烧系统， 以尽量减少氮氧化物和一氧化碳的排放， 确保燃气轮机符合全球及地区规定。可采用燃气作为燃料， 并可进行有载燃料切换。SGT-800型机组的干式低排放系统以其耐用的设计、 无复杂的燃烧器分级或控制装置而闻名 [4] 。为保证可靠运行， 燃烧器具有被动阻尼设计。连同单轴工业设计一起，干式低排放系统在处理不同的负载瞬变时具有较高的稳定性和性能。

3 燃气-蒸汽联合循环机组方案介绍

本项目两种方案都遵循以热定电的原则， 满足片区供热负荷的基础上进行发电。

3.1 方案一系统组成及介绍

方案一 1×75 MW燃气—蒸汽联合循环机组 +1×35 MW燃气锅炉的模式为片区供热供电，即 燃机机组采用抽凝的供热方式，根 据换热汽水首站要求，供 热蒸汽参数暂定 0.8 MPa，200 ℃，凝 结回水参数0.8 MPa，70 ℃。首站一次网热水参数要求为 95 ℃/55 ℃，机 组主要供热参数如表2：

表2 技术性能参数表（冬季供热期）

3.2 方案二系统组成及介绍

方案二中采用 1×75 MW燃气—蒸汽联合循环机组 + 直燃型吸收式热泵（ 含燃气二级加热）的 模式为片区供热，凝 汽器的循环冷却水作为吸收式热泵低温热源，即燃机机组采用纯凝方式。本项目要求一次网热水参数为95 ℃/50 ℃，热 泵出口水温受到限制，不 能达到本工程所需要的95 ℃， 一般热泵出口温度不高于80 ℃， 所以使用吸收式热泵需要两级加热系统。

表3 技术性能参数表（纯凝发电工况）

4 方案对比分析

本项目设计热负荷为 80 MW，平均热负荷为56.99 MW，最 小热负荷为 48.7 MW，根 据这三项负荷数值，考 虑到计算方便，分 别计算两种方案在供热负荷为80 MW、55 MW、50 MW时的技术运行参数。

4.1 方案一运行分析

表4为方案一的计算结果。

表4 方案一不同负荷下的技术参数

4.2 方案二运行分析

方案二 （图 2） 用户侧负荷已定， 设计热负荷为80 MW， 一次网温差已定为 45 ℃， 可计算出一次网热水流量为 1529 t/h，吸收式热泵供回水温度 80 ℃/50℃， 温差 30 ℃， 可计算出热水从吸收式热泵提热量为53.34 MW，则二级加热供热量为80-53.34=26.66 MW（表5）。 供热负荷为55MW和50MW时的计算过程相类似。

图2 方案二系统原理图

表5 方案二不同负荷下的技术参数

4.3 两种方案对比分析

由以上计算结果可知， 两种方案的供热量是相同的， 只有供电量和耗气量不同， 整理结果如表6：

表6 供热量80MW时对比

由表 6 可见，方 案二比方案一多发电量为13.663 MW，多 耗气量为 0.963m3/ s，当 两部分费用相等时，即 13.663 MW×1000×上 网电价（元 /kWh）=0.963m3/ s×3600×气 价（ 元 /m3） 时 ，两 种方案运行费用相当，即

因此，当 气电价格比大于 3.94 时，方 案一运行费用较低。当气电价格比等于 3.94时，两 种方案运行费用相当。当气电比小于3.94时，方 案二运行费用较低。

5 结论

1）燃 气- 蒸汽联合循环供热方式选取抽凝方案配置简单，运 行维护方便。纯凝方案配置相对复杂，运 行方面较为繁琐。

2）供 热量相同的前提下，燃 气 - 蒸汽联合循环纯凝方案比抽凝方案发电量增加，且 耗气量增加。

3）当 气电价格比（ 气价 /上网电价）大 于 3.94 时，方案一运行费用较低。当气电价格比等于 3.94 时，两种方案运行费用相当。当气电比小于 3.94 时，方 案二运行费用较低。

参考文献

[1] 韩朝兵. 燃气—蒸汽联合循环机组的能效监测及经济性诊断[D].南京:东南大学,2015.

[2] 陈杰.基于某燃气轮机的燃气蒸汽联合循环建模仿真[D].上海: 上海交通大学,2010.

[3] 常静华. 燃气—蒸汽联合循环机组变工况建模及其特性分析[D].昆明:昆明理工大学,2008.

[4] 忻祎 . 燃气—蒸汽联合循环电厂热电联产的优化配置[D]. 上海:上海交通大学,2007.