濟南某燃氣 -蒸汽聯合循環供熱方式經濟分析

蘭江 郭柯

1滇西科技師范學院數理學院

2山東華科規劃建筑設計院有限公司

1 項目熱負荷

本項目為濟南市某片區供熱發電項目， 該片區現有居住面積230萬m2。

隨著住宅、公共建筑節能標準的發布和實施， 片區作為城市新區， 必須大力推廣建筑節能技術， 建筑采暖熱指標相應呈下降趨勢。依據建設部頒發的中華人民共和國行業標準 《民用建筑節能設計標準 （采暖居住部分）》 [1] ， 建筑本體采暖綜合平均熱指標為20.2 W/m2， 設計采暖綜合熱指標為29 W/m2。按照 《山東省居住建筑節能設計標準》（DB37/5026-2014）， 普通住宅的供暖設計熱負荷指標為 25 W/m2。根據片區供熱規劃調研， 居住建筑設計采暖綜合熱指標取值29 W/m2。考慮管網損失后， 居住建筑熱源設計采暖綜合熱指標取值35 W/m2。

濟南地區氣象條件： 室外采暖計算溫度tw為-5.3℃。采暖期室外平均溫度tp為1.4 ℃。采暖延續時間為3120 h （130天）。平均采暖熱負荷與設計采暖熱負荷之比=(18-1.4)/[18-(-5.3)]=0.7124。平均空調冷負荷與設計空調冷負荷之比 =(31.3-26)/[34.7-26]=0.6092。

表1為熱負荷分析表。

表1 為熱負荷分析表

2 燃氣-蒸汽聯合循環機組介紹

2.1 燃氣-蒸汽聯合循環機組運行原理

燃氣—蒸汽聯合循環機組主要設備由燃氣輪機、余熱鍋爐、 蒸汽輪機、 發電機組成 （圖 1）。燃氣輪機是髙由壓氣機， 燃燒室和燃氣透平等主要模塊組成的。速旋轉的壓氣機通過從環境中吸入大量空氣并進行加壓， 產生具有一定溫度及壓力的壓縮空氣， 將其噴入燃燒室中與燃料進行混合燃燒成為高溫、 高壓的燃氣， 再經過透平膨脹做功。由于壓氣機耗功約占透平膨脹做功的1/2～2/3，故燃氣輪機能輸出一部分凈功。做功后的燃氣仍具有較高的溫度， 且流量較大， 這部分能量如果直接排入大氣，將引起較大的能量損失，故可將燃氣輪機排氣引入余熱鍋爐， 通過在余熱鍋爐中布置的換熱器將煙氣的余熱傳遞給蒸汽輪機系統的給水， 產生具有一定溫度及壓力的水蒸汽， 送到汽輪機中去膨脹做功 [2] 。因此， 燃氣一蒸汽聯合循環機組實質上是把燃氣輪機的 Brayton 循環與蒸汽輪機系統的Rankine疊置在一起， 實現了能量的梯級利用， 從而提高了機組運行的熱經濟性。

圖1 燃機機組原理圖

2.2 燃氣-蒸汽聯合循環機組選型

對于分布式能源站， 選擇機組型式及容量時必須最大限度地考慮滿足熱負荷的需求。燃氣—蒸汽聯合循環熱電聯產機組中， 燃氣輪機、 余熱鍋爐、 汽輪機的匹配原則一般是， 余熱鍋爐的蒸發量與燃氣輪機排出的煙氣余熱相匹配， 汽輪機的進汽量與余熱鍋爐的蒸發量相匹配， 以使能源的利用效率最大化。

根據國家發展和改革委員會， 國家能源局， 財政部， 住房和城鄉建設部， 環境保護部等部分發布的 《熱電聯產管理辦法》（發改能源 [2016]617 號）的通知要求：采暖型聯合循環項目供熱期熱電比不低于 60%。供工業用汽型聯合循環項目全年熱電比不低于40%。鼓勵規劃建設天然氣分布式能源項目， 采用熱電冷三聯供技術實現能源梯級利用， 能源綜合利用效率不低于70%[3]。

SGT-800型燃機機組的高排氣溫度使其特別適于熱電聯產和聯合循環應用。全球已有近300臺的銷售業績， 累積運行時間已經超過300萬小時。 目前在國內有9臺機組正在進行投標。 在聯合循環中，SGT-800型機組的性能是同級別產品中最佳的。鑒于大修間隔高達60000等效運行小時，較低的維護成本及出色的熱耗率，其壽命周期成本極具競爭力。其單位功率占用空間比很低， 因而安裝時間短， 施工成本低， 并且方便在惡劣環境或偏遠地區以及占地有限的工業區進行安裝。所有SGT-800型機組均配備干式低排放燃燒系統， 以盡量減少氮氧化物和一氧化碳的排放， 確保燃氣輪機符合全球及地區規定。可采用燃氣作為燃料， 并可進行有載燃料切換。SGT-800型機組的干式低排放系統以其耐用的設計、 無復雜的燃燒器分級或控制裝置而聞名 [4] 。為保證可靠運行， 燃燒器具有被動阻尼設計。連同單軸工業設計一起，干式低排放系統在處理不同的負載瞬變時具有較高的穩定性和性能。

3 燃氣-蒸汽聯合循環機組方案介紹

本項目兩種方案都遵循以熱定電的原則， 滿足片區供熱負荷的基礎上進行發電。

3.1 方案一系統組成及介紹

方案一 1×75 MW燃氣—蒸汽聯合循環機組 +1×35 MW燃氣鍋爐的模式為片區供熱供電，即 燃機機組采用抽凝的供熱方式，根 據換熱汽水首站要求，供 熱蒸汽參數暫定 0.8 MPa，200 ℃，凝 結回水參數0.8 MPa，70 ℃。首站一次網熱水參數要求為 95 ℃/55 ℃，機 組主要供熱參數如表2：

表2 技術性能參數表（冬季供熱期）

3.2 方案二系統組成及介紹

方案二中采用 1×75 MW燃氣—蒸汽聯合循環機組 + 直燃型吸收式熱泵（ 含燃氣二級加熱）的 模式為片區供熱，凝 汽器的循環冷卻水作為吸收式熱泵低溫熱源，即燃機機組采用純凝方式。本項目要求一次網熱水參數為95 ℃/50 ℃，熱 泵出口水溫受到限制，不 能達到本工程所需要的95 ℃， 一般熱泵出口溫度不高于80 ℃， 所以使用吸收式熱泵需要兩級加熱系統。

表3 技術性能參數表（純凝發電工況）

4 方案對比分析

本項目設計熱負荷為 80 MW，平均熱負荷為56.99 MW，最 小熱負荷為 48.7 MW，根 據這三項負荷數值，考 慮到計算方便，分 別計算兩種方案在供熱負荷為80 MW、55 MW、50 MW時的技術運行參數。

4.1 方案一運行分析

表4為方案一的計算結果。

表4 方案一不同負荷下的技術參數

4.2 方案二運行分析

方案二 （圖 2） 用戶側負荷已定， 設計熱負荷為80 MW， 一次網溫差已定為 45 ℃， 可計算出一次網熱水流量為 1529 t/h，吸收式熱泵供回水溫度 80 ℃/50℃， 溫差 30 ℃， 可計算出熱水從吸收式熱泵提熱量為53.34 MW，則二級加熱供熱量為80-53.34=26.66 MW（表5）。 供熱負荷為55MW和50MW時的計算過程相類似。

圖2 方案二系統原理圖

表5 方案二不同負荷下的技術參數

4.3 兩種方案對比分析

由以上計算結果可知， 兩種方案的供熱量是相同的， 只有供電量和耗氣量不同， 整理結果如表6：

表6 供熱量80MW時對比

由表 6 可見，方 案二比方案一多發電量為13.663 MW，多 耗氣量為 0.963m3/ s，當 兩部分費用相等時，即 13.663 MW×1000×上 網電價（元 /kWh）=0.963m3/ s×3600×氣 價（ 元 /m3） 時 ，兩 種方案運行費用相當，即

因此，當 氣電價格比大于 3.94 時，方 案一運行費用較低。當氣電價格比等于 3.94時，兩 種方案運行費用相當。當氣電比小于3.94時，方 案二運行費用較低。

5 結論

1）燃 氣- 蒸汽聯合循環供熱方式選取抽凝方案配置簡單，運 行維護方便。純凝方案配置相對復雜，運 行方面較為繁瑣。

2）供 熱量相同的前提下，燃 氣 - 蒸汽聯合循環純凝方案比抽凝方案發電量增加，且 耗氣量增加。

3）當 氣電價格比（ 氣價 /上網電價）大 于 3.94 時，方案一運行費用較低。當氣電價格比等于 3.94 時，兩種方案運行費用相當。當氣電比小于 3.94 時，方 案二運行費用較低。

參考文獻

[1] 韓朝兵. 燃氣—蒸汽聯合循環機組的能效監測及經濟性診斷[D].南京:東南大學,2015.

[2] 陳杰.基于某燃氣輪機的燃氣蒸汽聯合循環建模仿真[D].上海: 上海交通大學,2010.

[3] 常靜華. 燃氣—蒸汽聯合循環機組變工況建模及其特性分析[D].昆明:昆明理工大學,2008.

[4] 忻祎 . 燃氣—蒸汽聯合循環電廠熱電聯產的優化配置[D]. 上海:上海交通大學,2007.