大型供热机组蒸汽压力能回收利用方案研究

赵盼龙，张东明，陈理帅

（浙江浙能兴源节能科技有限公司，杭州 310005）

0 引言

随着国内能源结构调整和政策导向，越来越多的300 MW 和600 MW 等级纯凝机组已陆续改造为热电联产机组，实现对周边工业用户的集中供热。但在纯凝机组改造的供热系统中，普遍存在抽汽压力、温度大于供热压力、温度的情况[1]。以330 MW 机组纯凝机组为例，因汽轮机结构限制和参数要求，往往只能从再热冷段和再热热段抽汽供热。在100%THA（热耗率验收工况）下，再热冷段蒸汽压力约3.6 MPa，蒸汽温度320 ℃；再热热段蒸汽压力约3.2 MPa，蒸汽温度约530 ℃。两者的抽汽压力和抽汽温度都大于1.5 MPa 和290 ℃的供热参数要求，因此存在抽汽参数与供热参数不匹配的问题。

为调整抽汽参数至指定的压力和温度，现阶段发电厂通常采用减温减压器作为降温降压的热力设备[2]。虽然减温减压器具有投资省、占地面积小、运行操作方便的优点，但其一方面通过节流元件增加局部阻力，使蒸汽能量白白损失，另一方面通过减温水蒸发吸收蒸汽热量从而实现高温蒸汽降温，会大大增加减温水的投用量，降低机组效率[3]。因此减温减压器长期投用后无法合理利用蒸汽的热能梯度，造成能源浪费严重，是一种不经济的生产方式[4]。

本文针对发电厂纯凝机组改造的供热系统蒸汽压力能损失严重的问题，提出在供热系统中设计引入小背压机代替原有的减温减压器，回收蒸汽压力能直接用于发电或拖动引风机的技术方案，并以某发电厂为对象，计算系统节能量和经济效益，评价系统可行性和经济性，为大型供热机组的供热系统优化改造提供参考。

1 压力能回收利用工艺路线设计

针对减温减压器存在较大能量浪费的问题，主要从三方面设计压力能回收利用工艺路线。

1.1 压力能利用设备的选择

为充分回收利用供热系统中的蒸汽压力能，需要选择合适的压力能利用设备代替现有的减温减压器。对于蒸汽压力能的利用，目前市场上较为成熟的产品包括汽轮机、螺杆膨胀机和ECT（节能蒸汽透平机）。这3 种压力能利用设备因不同的结构和工作原理，具有各自的性能特点，分别适用于不同的工况条件。

小型汽轮机对蒸汽的品位和品质要求高；螺杆膨胀机一般要求入口蒸汽的温度小于300 ℃，压力不大于3.0 MPa[5]；ECT 要求设备进出口蒸汽压比大于1.8。考虑到纯凝机组改造的供热抽汽温度通常高于300 ℃，压力通常高于3.0 MPa，设备进出口压比在低负荷情况下小于1.8，限制了螺杆膨胀机和ECT 设备的使用，因此建议采用小型背压机作为压力能利用设备。

1.2 小背压机进汽汽源的选择

现阶段，对于纯凝机组改供热，大多数采用冷段抽汽或热段抽汽的方法，部分供热量较大的机组，采用“冷段抽汽+热段抽汽联合供热”的方法。对于联合供热机组，单台机组存在2 股供热汽源，设置2 套供热压力能回收系统显然是不经济的。因此本文建议将冷再抽汽、热再抽汽混合后再送入小背压机做功，一方面可降低系统占地面积，降低初投资，另一方面可提高小背压机的利用小时数。

此外，随着负荷率的变化，机组抽汽参数将产生较大波动，尤其入口压力，对小背压机选型具有较大影响。入口蒸汽压力参数过低，将导致小背压机效率低下，因此为保证小背压机的效率，可根据实际情况设置入口蒸汽参数下限值，对入口蒸汽进行筛选。 当蒸汽压力参数低于下限值时，小背压机停机，开启原减温减压器，供热抽汽汽源通过原减温减压管路后对外供热。

1.3 压力能回收工艺路线

本文主要设计2 种工艺方案用于回收再利用蒸汽压力能，即供热蒸汽压力能驱动引风机方案和供热蒸汽压力能发电方案。前者利用蒸汽压力能做功后驱动引风机维持炉膛负压，以增加机组对外供电量，提高引风机在低负荷工况下运行的效率[6-7]。后者利用蒸汽压力能做功发电，所发电量通过厂内辅机自行消化或上网[8]。

2 供热蒸汽压力能回收利用

以某发电厂作为分析研究对象，根据实际的抽汽参数和供热参数，设计相应的压力能回收方案，并计算改造后的理论经济效益。

2.1 供热系统及引风机系统现状

2.1.1 供热系统

该厂现有2 台350 MW（7 号、8 号机）和2 台330 MW（9 号、10 号机）供热机组，目前采用的供热方式为“再热冷段+再热热段联合供热”，以冷再供热方式为主，热再供热为辅，对外供热蒸汽平均参数为1.5 MPa，294 ℃。冷再汽源来自高压缸排汽，参数基本在2.1～3.8 MPa，310～340 ℃；热再汽源则是从锅炉再热器出口和中压缸进汽之间引出，参数基本在2～3.4 MPa，530～542 ℃。现阶段，全厂平均对外供热量约300 t/h，平均单台机组对外供热量75 t/h。

2.1.2 引风机系统

锅炉风烟系统配置2 台动叶调节轴流式引风机，在经过“引增合一”改造后，目前引风机为上海鼓风机厂生产的SAF26-18-2 型动叶调节轴流式引风机。在机组不同负荷下，引风机电机功率逐渐随着负荷的减小而减小，在满负荷下约为2 500 kW，在50%负荷下约1 000 kW。

以8 号机组为例，全年平均负荷251 MW，运行小时数6 292 h，机组2 台引风机全年耗电量2 383 万kWh，占机组全年发电量的1.53%，节能潜力巨大。

2.2 抽汽参数统计

该厂4 台机组原来主要以冷再供热为主，随着热用户需求的增加，抽汽量不断增加，考虑到冷再抽汽过大对锅炉的不利影响，影响机组安全性，因此后期进行了热再供热改造，目前全厂以冷再供热为主，热再供热为辅。此外，根据统计数据，8 号机组相对于其他机组供热时间较长，比7 号机组多供热1 567 h，因此供热量最大，本文暂以8 号机组作为研究对象。

8 号机组在统计期内抽汽压力、 抽汽温度、抽汽流量的变化范围如表1 所示。

表1 8 号机组统计期内抽汽参数变化范围

2.3 蒸汽压力能回收利用系统方案设计

2.3.1 供热蒸汽压力能驱动引风机方案

（1）进汽汽源的选择

正常汽源：将冷再抽汽、热再抽汽混合后，再送入小背压机做功，从而拖动引风机运行。通过“冷再+热再混合”的方式来控制小背压机进汽温度，既保证了蒸汽过热度，又能避免蒸汽温度过高对小汽机材质要求的提高。

备用汽源：因低负荷下再热冷段和再热热段混合蒸汽参数过低，系统需增设1 路备用汽源以提高小机进汽参数[9-10]。本方案设计将主蒸汽作为系统的备用汽源，考虑到主蒸汽参数远高于小背压机进汽参数上限值，因此在汽源支路上设置减温减压器，将主蒸汽降至4 MPa，450 ℃后送入小背压机做功。

启动、调试阶段用汽：机组在启动、调试阶段，设置1 路启动、调试汽源[11]。根据机组实际情况，选择将机组辅助蒸汽设置为启动、调试汽源。辅助蒸汽的一部分汽源源自邻机辅助蒸汽，在本机组紧急停机、汽源中断的情况下，可保证仍有部分的邻机汽源，使汽动引风机维持一定时间的运行。

（2）小背压机排汽方式的选择

运行过程中系统需优先满足引风机的功率需求，背压机排汽量往往与热网供热量无法平衡，需设置多股排汽管路。考虑到3 号高压加热器的耐压等级足够满足背压机排汽要求，因此设计将多余排汽排入3 号加热器，排挤部分三抽蒸汽。

（3）工艺路线及运行策略

系统工艺路线如图1 所示。

图1 供热蒸汽压力能驱动引风机系统工艺路线

根据现有供热规模，单台机组供热蒸汽的压力能只能满足单台引风机小机的进汽量需求，综合考虑经济性和安全性，建议只对烟风系统原有2 台50%容量引风机中的1 台进行改造，将单台电驱动引风机改造成小背压机驱动引风机，原电动引风机作为备用[12-13]。

对于汽动引风机的运行模式，主要有：

当机组负荷高或热网负荷低时，引风机小机排汽量大于热网用汽量，小机排汽部分排入热网，多余部分引至3 号高压加热器，用来排挤三抽用汽。

当机组负荷低或热网负荷高时，小背压机排汽量小于热网用汽量，小背压机排汽全部排入热网，不足部分通过原减温减压管路补充。

当小背压机排汽量等于热网用汽量时，小背压机排汽全部排入热网。

当热网停运时，小背压机排汽全部排入三抽管路。

当机组负荷低，冷再汽源和热再汽源压力较低，无法满足小背压机进汽压力要求时，抽取部分主蒸汽经减温减压至4.0 MPa，450 ℃后送至小背压机做功，再对外供热。

2.3.2 供热蒸汽余压发电方案

与驱动引风机方案一样，供热蒸汽余压发电方案小背压机进汽汽源为机组再热冷段和再热热段混合汽源，小背压机排汽直接汇入对外热力管网。考虑到各台机组抽汽汽源参数波动较大，设置小背压机的入口蒸汽压力下限值为2.1 MPa。当混合汽源蒸汽压力小于2.1 MPa 时，小背压机停机，供热抽汽经原减温减压管路后对外供热。

系统工艺路线如图2 所示。

图2 供热蒸汽余压发电系统工艺路线

2.4 系统节能效益分析

以8 号机组作为研究对象，分析机组在不同负荷率（100%，85%，75%，60%，50%）下的系统节能效益。

2.4.1 供热蒸汽压力能驱动引风机方案

引风机采用小背压机驱动后，相对于电动引风机方案，机组能耗从以下三方面分析：

（1）部分工况条件下需要从大汽轮机中多抽一部分蒸汽来驱动小背压机，为了补偿这一部分功率损失，需增加锅炉产汽量，机组发电煤耗成本增大[14]。

采用等效焓降法[15]计算改造前后小时标煤耗量的差值。

根据等效焓降法，机组的循环吸热量为：

式中：h0为主蒸汽焓；αzr为相对于1 kg 主蒸汽，再热汽的份额；σ 为1 kg 再热汽在再热器中的吸热量；hgs为省煤器进口给水焓。

新蒸汽的等效焓降H 为：

式中：ηi为机组热效率。

小汽轮机进汽作为带热量处系统损失的工质，将降低新蒸汽的等效热降：

式中：αl为相对于1 kg 主蒸汽的汽动引风机抽汽份额；h2和hn分别为抽汽焓值和排汽焓值。

因此系统效率相对降低值为：

相应的发电标煤耗增加值为：

（2）可降低引风机用电量，节省厂用电成本，增加机组年供电量。

（3）引风机变速运行，可提高引风机运行效

率[16]。

以机组不同负荷率下的抽汽参数为基础，计算系统不同供热量时的发电煤耗增加值、供电量增加值，并以燃煤成本每吨标煤835 元，上网电价0.4 元/kWh 计算系统节能收益，计算结果如图3 所示。

图3 单台引风机汽动改造在不同负荷工况条件下的节能效益

由图3 可知，负荷为60%和50%时，在各个对外供热条件下节能收益都为负数，主要原因在于：此工况下引风机小机汽源使用一部分备用汽源或全部使用备用汽源，其从大汽轮机中额外抽取的主蒸汽量较大，造成锅炉燃煤成本增加较多，而增加的上网电量有限，因此经济效益为负数。

100%负荷工况、85%负荷工况和75%负荷工况下，在机组对外供热量较少时，系统节能量为负数，在机组对外供热量较大时，系统节能量较好，平衡点约为机组再热冷段和再热热段对外供热量总和（40 t/h）。分析原因在于：当机组对外供热量少时，供热蒸汽的压力能无法满足引风机小机的功率需求，需从大汽轮机中额外抽取部分再热冷段或再热热段蒸汽，使得锅炉燃煤成本增加；当机组对外供热量增大后，供热蒸汽的压力能已能满足引风机小机功率需求，因此锅炉产汽量无需增加，燃煤成本增加值为0，系统节能效益即为上网电量增加值。

在机组对外供热量大于60 t/h 后，引风机所需动力完全由供热蒸汽压力能拖动背压机提供，节能收益不再增加，因此节能效益保持不变。3种负荷横向比较下，100%负荷工况在大供热量条件下节能效益最佳，主要原因在于机组高负荷工况下引风机功率大，汽动改造后增加的上网电量更为可观，因此经济效益最佳。

综上所述，单台引风机汽动改造，只有在机组负荷大于等于75%负荷，对外供热量大于40 t/h的情况下，汽动引风机系统才具有一定的经济效益，在低负荷或低供热量的情况下，汽动引风机均无经济效益。因此，在实际运行过程中可考虑在60%负荷和50%负荷下，停止汽动引风机的运行，改为备用的电动引风机运行，机组仍通过原减温减压管路对外供热抽汽。

根据测算，8 号机组单台引风机改造后年节能收益约110 万元，考虑到系统投资约1 900 万元，项目投资回收年限过长，因此现阶段运行条件下，供热蒸汽压力能驱动引风机的方案暂时不具备投资效益。

2.4.2 供热蒸汽余压发电方案

供热蒸汽余压发电方案的节能效益通过小背压机发电量可直观计算得到[17]。但需要注意的是，余压发电方案将原有的“节流减压+投用减温水”的方式改为“膨胀做功+投用减温水”的方式，将减少减温水量的投用。因此为了保证同样的对外供热量，需要从大汽轮机中多抽蒸汽。“膨胀做功+投用减温水”方式所需减温水量计算如下：

式中：qjws为减温水流量；h″为小背压机排汽焓值；hzq为供热蒸汽焓值；hjws为减温水焓值；qpq为小背压机排汽量。

多抽的蒸汽对系统有两方面影响：一方面增加了小背压机进汽量，小背压机输出功率增加；另一方面为保持机组发电量不变，锅炉产汽量增加，锅炉燃煤成本增加。综合比较两方面收益，即可确定系统改造后的节能效益，计算结果如图4 所示。

图4 余压发电改造后不同负荷条件下的节能收益

因小背压机存在容积流量的限制，当机组负荷率为60%及以下时，绝大部分工况下蒸汽需走原有的减温减压管路，因此该时段节能收益为0。此外，由图4 可知，在相同供热量下，机组负荷率升高，抽汽参数增大，系统节能收益增加。在相同负荷率下，机组对外供热量增加，抽汽流量增大，系统节能收益增加。

根据测算，8 号机组单台引风机改造后年节能收益约242 万元，系统总投资达1 600 万元，预计静态回收期约7 年，在现有条件下，具有一定的经济效益。

3 结语

本文提出2 种供热蒸汽压力能回收利用方案：蒸汽压力能驱动引风机方案和蒸汽余压发电方案；并以某发电厂为例，设计了系统工艺路线和运行方式。

驱动引风机方案在锅炉低负荷工况下，需额外增加锅炉产汽量以维持机组发电量不变，燃煤成本急剧增加，导致系统节能效益急剧下降，在现阶段机组负荷率越来越低的情况下，方案经济性欠佳。

余压发电方案作为相对独立的发电系统，发电量只与机组对外供热量及供热抽汽参数有关，所发电量通过辅机自行消化或上网，根据测算年节能收益约242 万元，具备一定的经济性。

随着越来越多的发电厂进行纯凝机组供热改造，若在设计时直接考虑采用小背压机代替减温减压器，合理布置管道和设备，可取得更好的经济效益。