再热蒸汽驱动压缩式热泵供热技术经济性分析

赵 嘉

（浙江浙能乐清发电有限责任公司，浙江 乐清 325600）

0 引言

近年来，随着经济的快速发展以及人们生活水平的提高，各国对能源的需求量日益增加。能源的储存量直接关乎每个国家的经济发展[1-2]，目前，全球能源资源面临快速开采和枯竭的问题，加之环境污染严重，生态环境遭到破坏，全球能源面临着巨大挑战[3-4]。因此，如何有效开发和利用新能源成为首当其冲的关键问题[5]。

煤炭是我国的主导型资源，它在造福社会的同时也产生了很多负面影响[6-9]。目前中国煤炭资源短缺，且发电厂能源利用率不高，因此如何发挥发电厂内部潜力成为当前研究的重点[10-13]。

在我国，一般发电厂都选用压缩式、吸收式或压缩-吸收复合式热泵技术回收低温循环水中的能量供热[14-15]。其中压缩式热泵通常选用电能作为驱动能源，但是由于电能是二次能源，蒸汽是一次能源，从一次能源到二次能源的转换过程中能量必然有一定的损失，因此经济性不高。针对这一问题，本文提出选用再热蒸汽驱动压缩式热泵供热，以期达到节约能源、提高发电厂经济性的目的。

1 几种热泵的经济性理论分析

1.1 蒸汽压缩式热泵

蒸汽驱动压缩式热泵能量的走向如图1所示。其中，热泵机组是一级加热系统，汽水换热器是二级加热系统，它的热源是热泵的排汽。COPe的计算过程如下：

式中：COPe为有效制热系数；为总输入热量；为系统总制热量；η为蒸汽驱动压缩式热泵的机械效率；分别为各级加热系统的输入热量；分别为各级加热系统的输出热量；COPy为压缩式热泵的制热系数。

图1 蒸汽驱动压缩式热泵中能量走向

可以看出，COPy越大，COPe也越大；当COPy＞1/η 时， COPe＞1。

1.2 电压缩式热泵

电驱动压缩式热泵能量走向如图2所示。其中，热泵机组是一级加热系统，汽水换热器仍是二级加热系统。与蒸汽驱动压缩式热泵不同的是驱动能源的差别，电驱动压缩式热泵的驱动能源是经过热/电转换的电能，由电能对热泵做功。COPe计算过程如下：

式中：W为输入热泵的电能；k为功热转换系数，即蒸汽做功量与蒸汽放热量的比值。

可以看出，COPy越大，COPe也越大；当COPy＞1/k 时， COPe＞1。

图2 电能驱动压缩式热泵中能量走向

一般蒸汽驱动压缩式热泵的机械效率η在97%左右，315 MW纯凝式改抽汽机组供热蒸汽的功热转换系数k约为0.29。当外界条件相同时，电压缩式热泵和蒸汽压缩式热泵的COPy数值相差不大，对比以上2种热泵的COPe计算公式可以看出，选用蒸汽直接驱动压缩式热泵的经济性比电能驱动压缩式热泵的经济性高，且具有显著的优点。

1.3 吸收式热泵

吸收式热泵中能量走向如图3所示，热泵机组是一级加热系统，汽水换热器是二级加热系统。COPe计算过程如下：

式中：COPx为吸收式热泵的制热系数；ql为减温减压过程损失的热量。

图3 吸收式热泵中能量走向

1.4 压缩-吸收复合式热泵

压缩-吸收复合式热泵中能量走向如图4所示。2种热泵在汽侧串联、水侧并联，同时加热热网回水，是一级加热系统，然后热网回水再经过二次加热系统（汽水换热器）进行第二次加温，COPe计算过程如下：

图4 复合式热泵中能量走向

1.5 经济性对比分析

根据某发电厂提供的基础参数，计算几种热泵的COPe值并进行对比分析。额定供热工况下，该机组的相关参数如表1所示。

表1 机组额定供热工况下相关参数

在采暖需热量为100 MW、总制热量为100 MW、供水温度为110℃、回水温度为55℃的条件下，4种热泵一、二级加热系统的输入热量、输出热量和有效制热系数见表2。

由表2可以看出，蒸汽驱动压缩式热泵系统的有效制热系数明显优于其他热泵系统，其次是复合式和吸收式热泵，电压缩式热泵最低。

2 热泵实际应用的经济性分析

由于低真空供热技术不适合该发电厂实际运行，因此只对压缩式和吸收式热泵的供热方案进行了对比，初步投资分析如表3所示。对于压缩式与吸收式热泵而言，其循环冷却水系统、驱动蒸汽系统及热网循环水系统的配置基本接近，故在投资分析时仅比较热泵机组的投资。由表3可知，2种方案投资回收期均较短，其中吸收式热泵机组供热方案投资回收期最短，这是因为吸收式热泵机组的设备投资较低，仅为压缩式热泵机组的60%左右。

表2 供热系统的输入热量、输出热量和有效制热系数

表3 投资收益

然而，对吸收式热泵机组而言，凝汽器循环水温度的选择对效率有十分重要的影响。凝汽器出口的循环水为热泵的热源水，热泵出口的热源水温度为凝汽器循环水进口温度，众所周知，热泵热源水的进口水温越高，其中可以提取的热量就越多，热泵的效率越高；但热源水温度的提高，致使机组凝汽器背压提高，导致机组发电量减少，虽然机组发电量减少的效益少于热泵在循环水余热中提取的热量，但是过高的背压会影响机组的安全性，因此选择合适的热泵进口热源水温度非常关键。

据汽轮机相关运行说明，机组最大运行背压约为18.6 kPa，初步计算，机组在凝汽器进口循环水温度为29℃、出口水温度为35℃时，背压已经超过10 kPa，较冬季常规运行背压有较大提升，背压的提升将严重影响机组热耗，进而影响机组发电煤耗。根据汽轮机背压对于热耗的修正曲线，在背压由4.9 kPa上升至约10 kPa时，机组的热耗率将至少上升4%，对应机组煤耗上升12 g/kWh以上，这将对机组的效率及性能指标造成一定的负面影响，该部分燃煤量的增长受机组运行情况及负荷等多方面因素的影响，无法有效量化，但热泵回收余热带来的煤耗降低将受到背压升高、热耗上升的抵消。此外，随着投运时间的增长，吸收式热泵机组的效率即COPx值会由于真空降低、系统循环效率降低等原因存在一定衰减，这也将显著影响机组的整体效率。

综上所述，压缩式热泵能够有效提升机组效率且对机组背压并无特殊限制，有利于降低煤耗获得更好的投资收益，因此采用蒸汽驱动压缩式热泵机组回收余热是最优方案，其经济性指标如表4所示。

表4 压缩式热泵供热方案经济性指标

3 压缩式热泵驱动能源选择

目前，在我国以蒸汽作为驱动能源的设备都是利用差压（即汽轮机的富余压力差）抽取，但新建机组并没有富余压力，所以热泵的驱动能源来源问题是研究的关键。本文选择再热蒸汽作为热泵的驱动能源，这是由于再热蒸汽的蒸汽参数最为合适，温度和压力比较低，压力仅为过热蒸汽的1/5，不需要进行减温减压处理，所以没有能量损失。另一方面，采用再热蒸汽作为热泵驱动能源对机组的影响很小，尤其是对锅炉的影响微乎其微，这是因为与锅炉的过热蒸汽量相比，每小时几十吨的抽汽占比很小，因此不会影响机组的安全运行。

目前发电厂驱动蒸汽为辅助蒸汽，单台机组蒸汽满足1台压缩式热泵机组需求，根据热泵厂家和汽轮机厂家计算，若采用再热蒸汽驱动压缩式热泵机组，则需再热蒸汽流量65 t/h。若抽取65 t/h的再热蒸汽，则会导致回到锅炉再热器的再热蒸汽流量降低，再热蒸汽温度可能超温。由于过热器和再热器吸热比例已经固定，为了维持发电功率不变，需要增加再热蒸汽流量，但再热器前的减温喷水是按事故喷水设计的，正常工况下应尽量不喷或少喷，因此应先考虑加大给水量来增加主蒸汽流量，适当调整烟气挡板，最后根据再热蒸汽的温度适量喷水。针对这种情况，提出3个通过再热器喷水补充再热蒸汽的方案，分别是喷水减温器在再热器前喷水、在过热器前喷水、在过热器和再热器前同时按比例喷水。下面对3个方案进行分析并计算其增加的煤耗量。

3.1 方案1：再热器前喷水

为了补充65 t/h的再热蒸汽，再热器前需喷减温水65 t/h，对汽轮机的高压缸和主蒸汽不作任何改动。

结合额定工况下实际运行数据，喷水参数为：P1=3.825 MPa，T1=32.5℃，查电子焓熵图可知H1=139.54 kJ/kg；再热器出口蒸汽参数为：P2=3.446 MPa，T2=537℃，查电子焓熵图可知H2=3 064.5 kJ/kg。则再热器处工质焓值变化为：ΔH=H2-H1=2 924.96 kJ/kg。

忽略锅炉效率和再热器处换热效率等因素，计算再热器处换热量的变化，增加煤耗量ΔB=ΔD×ΔH/29 310，其中ΔD为增加的再热蒸汽量，取65 t/h。 解得ΔB=6.49 t/h。

3.2 方案2：过热器前喷水

对再热器处不作改动，增加主蒸汽量，抽取65 t/h的再热蒸汽，汽轮机发电功率不变。结合额定工况下实际运行数据，平均每吨过热蒸汽的发电量Pe=P0/D0，其中P0为高压缸发电功率，取106.77 kW；D0为主蒸汽量，取964.38 t/h。解得Pe=398.57 kJ/t。

平均每吨再热蒸汽的发电量 Pe′=（P1+P2）/D1，其中P1为中压缸发电功率，取88.29 kW；P2为低压缸发电功率，取145.49 kW；D1为再热蒸汽量，取 810.13 t/h。解得 Pe′=1 038.86 kJ/t。

抽出65 t/h的再热蒸汽，则减少发电量P减=Pe′×65=67 525.9 kJ/h。

为维持汽轮机发电功率不变，令增加的主蒸汽量为x，则高压缸增加的发电量与中低压缸损失的发电量平衡， 即 Pe·x=Pe′×（65-x）， 解得 x=46.98 t/h。因此在抽取65 t/h再热蒸汽的基础上，可增加46.98 t/h过热蒸汽以维持汽轮机发电功率不变。

在过热器前喷水，喷水参数为：P1′=20.7 MPa，T1′=32.5℃，查电子焓熵图可知 H1′=154.71 kJ/kg；过热器出口参数： 由 P2′=16.7 MPa， T2′=537℃， 可知 H2′=3 394.12 kJ/kg。

由于过热蒸汽量增加46.98 t/h，再热蒸汽流量也随之增加，再热器出口流量D再热=（D0+46.98）/D0×D1=849.61 t/h， 再热蒸汽流量变化 ΔD过热=D再热-D1=39.48 t/h。

根据现场调研得到额定工况下实际运行数据，再热蒸汽出口焓值再热蒸汽入口焓值因此再热蒸汽焓变

3.3 方案3：过热器和再热器前按比例喷水

在过热器和再热器前按比例同时喷水，使得再热蒸汽流量增加。因为在抽取65 t/h再热蒸汽的基础上，可增加46.98 t/h过热蒸汽以维持汽轮机发电功率不变，所以过热器和再热器吸热比例为1:1.38。再热器前的喷水减温可调节量为40 t/h，所以计划喷水30 t/h，为了得到65 t/h的再热蒸汽，则需要增加的主蒸汽量ΔD=（65-30）/1.38=25.36 t/h。

因此，为了维持发电功率不变，抽取65 t/h的再热蒸汽驱动热泵供热，则需要增加主蒸汽流量为，增加再热蒸汽流量为30 t/h。

每增加1 t/h的过热蒸汽，就会增加0.84 t/h的再热蒸汽，所以增加25.36 t/h的过热蒸汽，就会增加的再热蒸汽，这部分蒸汽的焓升由于主蒸汽增加而导致再热器煤耗量增加解得ΔB2=355.87 kg/h。

综上所述，方案1在再热器前需喷减温水65 t/h，增加煤耗量6.49 t/h；方案2在过热器前需喷水46.98 t/h，增加煤耗量6.24 t/h；方案3需增加25.36 t/h的过热蒸汽和30 t/h的再热蒸汽，增加的煤耗量为6.17 t/h。因此，应该选择增加主蒸汽量的同时增加再热蒸汽量的方式来维持汽轮机发电功率保持不变。一方面，该方式增加的煤耗量最低，经济性最高；另一方面，该方式不但可以减少因增加主蒸汽流量对高压缸的影响，又能满足再热器喷水减温器的技术要求，同时保证再热热段蒸汽温度不超过设计值，不会影响机组连续安全运行。

4 投资收益

对蒸汽压缩式热泵供热技术进行静态投资核算，结合该发电厂实际情况以及各厂家报表，该工程总投资为6 841万元，其中设备购置1 248万元，安装工程费973万元，其他费用484万元。另外，可抵扣增值税837万元。

利用蒸汽驱动压缩式热泵后，年增加的供热量ΔQ=QaverT，其中T为供热时间，取4 416 h。解得 Qaver=1.68×106GJ。

根据原始数据，计算改造后各项经济性指标，其中标价煤656元/t，成本电价327.459元/MW时，售热价格32元/GJ。所得税率25%，计算期为20年，折旧年限为10年，大修理率2%。主要财务经济效益指标如表5所示。

可以看出，采用蒸汽驱动压缩式热泵供热技术总投资约6 841万元，改造后各项经济效益指标较高，整个项目的投资收益率达到28.30%，投资回收期短，各项经济效益指标达到了期望值，有一定的抗风险能力，因此项目在财务上是可行的，可提高发电厂整体收益。

表5 主要财务经济效益指标

5 结论

（1）经过推导，得到了蒸汽驱动压缩式、电驱动压缩式、吸收式和压缩-吸收复合式4种热泵技术的有效制热系数计算公式。结合发电厂实际运行数据，计算得知蒸汽驱动压缩式热泵系统的有效制热系数最优，其次是复合式和吸收式热泵，电压缩式热泵最低。

（2）给出将蒸汽驱动压缩式热泵技术应用到某发电厂实际工程中的3个供热方案，经分析对比，采用蒸汽驱动压缩式热泵供热经济性最高。

（3）若驱动能源选择再热蒸汽，则需抽取再热蒸汽65 t/h，为维持发电功率保持不变，先考虑加大给水量来增加主蒸汽流量，适当调整烟气挡板，最后根据再热蒸汽的温度适量喷水。针对在过热器和再热器前同时按比例喷水的方式补充再热蒸汽，由于再热蒸汽的抽取量占比较小，因此对机组几乎没有影响，该方式需增加过热蒸汽25.36 t/h、再热蒸汽30 t/h，增加煤耗量6.17 t/h，既满足了喷水减温器的技术要求，又对高压缸影响最小，且增加煤耗量最低，经济性最高。

（4）经过初投资和财务分析，再热蒸汽驱动压缩式热泵供热技术实施后各项经济指标达到了期望水平，初投资数目合理，总投资收益率高且投资回收周期短，因此该技术项目在财务上是可行的，可提高发电厂整体经济性。