火電廠壓縮空氣干燥系統節能優化研究

王立功， 李金國， 呂 劍,， 楊佐勛， 徐 鋼

(1. 神華神東電力有限責任公司 新疆米東熱電廠，新疆 烏魯木齊 830019；2. 國家火力發電工程技術研究中心 華北電力大學，北京 102206)

0 引言

壓縮空氣是火力發電廠中重要的動力源，其主要作用是為熱控、儀表等提供儀用氣和為檢修、除灰等提供雜用氣[1]，工程上一般用壓力露點作為衡量壓縮空氣品質的指標之一[2]，相同供氣壓力下，熱控儀用氣的壓力露點要求遠低于熱機檢修、除灰等雜用氣的壓力露點，即儀用氣品質要求較高，而雜用氣品質要求較低[3]。一個高效、可靠的壓縮空氣系統，對電廠的安全經濟運行具有重大意義。

目前火電廠多采用常規壓縮空氣凈化處理系統。首先由空壓機對空氣進行壓縮，然后經過一級冷卻器、油水分離器和油過濾器，進入微熱再生干燥器進行干燥，最后經除塵后得到成品氣[4-5]。微熱再生干燥器根據吸附干燥、再生循環原理工作[6]，可使壓縮空氣壓力露點降低至-20～-50 ℃，最低可至-70 ℃，做到干燥后的壓縮空氣幾乎不含水分[7]。由于除灰等雜用氣品質較低、壓力露點較高，因此有的火電廠也利用冷干機對除灰等雜用氣進行干燥處理。冷干機利用制冷設備將壓縮空氣冷卻到一定露點，一般為2～10 ℃(壓力露點)，從而達到干燥的目的[8]。

然而，我國北方冬季雨雪天氣持續時間較長，空氣相對濕度較高，特別是為了防凍而采取的保護措施，加大了排污量[9]，使微熱再生干燥器的負載進一步增大。由于微熱再生干燥器吸收水分的能力有限，而且為保證儀器處于正常工作溫度，微熱再生干燥器放置于封閉空間內。此時，恢復吸附劑干燥能力的再生氣經消聲器后直接排入該封閉空間中，使該空間區域的空氣濕度進一步增加，因此，微熱再生干燥器的除濕效果會快速下降，往往會出現露點接近或高于環境溫度，極易造成室外用氣管結冰堵塞[10]。并且，微熱再生干燥器長時間的超負荷工作也極易使吸附劑失效，造成吸附劑更換頻繁，增加維護成本。

為此，本文提出壓縮空氣干燥系統凝結換熱優化改造，建立改造模型，并對系統中回熱器、凝結式換熱器進行分析計算，對系統的可行性及經濟效益進行了分析和探討。

1 壓縮空氣干燥系統凝結換熱優化改造設計

以某廠2×300 MW機組為例，其除灰用氣系統配有4臺空壓機、4臺微熱再生干燥器，均為3用1備方式運行。壓縮空氣流量100 Nm3/min(雙機運行)，單機運行流量50 Nm3/min，空壓機出口壓縮空氣溫度 35～40 ℃，壓力0.8 MPa。

該廠除灰壓縮空氣凈化處理系統，首先由空壓機對空氣進行壓縮，隨后由組合吸附式干燥器進行干燥凈化得到成品氣。其中，在組合吸附式干燥器中，油水分離器、油過濾器、微熱再生干燥器和除塵過濾器底部均設有排污管和排污閥，以便于及時排出油/水。原除灰系統壓縮空氣凈化處理示意圖如圖1所示，圖2為組合吸附式干燥設備。

圖1 除灰用氣系統示意圖

圖2 組合吸附式干燥器設備示意圖

壓縮空氣干燥系統凝結換熱優化改造，是在該廠除灰壓縮空氣干燥系統基礎上，增設凝結換熱系統：冬季環境溫度較低時，壓縮空氣通過凝結換熱系統降溫析水，以完全替代原有的微熱再生干燥器。同時，為避免除灰用氣在室外輸送過程中降溫引發輸氣管結冰堵塞等問題，設置回熱器，壓縮空氣在回熱器中升溫，遠離壓力露點。

凝結換熱系統中，壓縮空氣先通過油霧過濾器除油，再經回熱器初步降溫析水，之后經凝結式換熱器再次降溫析水，最后經回熱器適當升溫，輸送至儲氣罐，達到降溫析水、回熱升溫的效果。其中，凝結式換熱器放置在廠房外，冷源為環境冷空氣，由軸流風機引入凝結式換熱器。

同時，參照原系統設計，油霧過濾器、回熱器和凝結式換熱器靠近壓縮空氣出口側均設有排污管和排污閥，以便及時排出油/水，系統原理如圖3所示。

圖3 凝結換熱系統原理示意圖

2 凝結換熱系統設計計算

2.1 設計參數選取

本文選取的2×300 MW機組，除灰用氣空壓機出口壓縮空氣的主要參數如表1所示。

表1 除灰用氣參數

設計工況下，凝結換熱系統進口為40 ℃的飽和壓縮空氣，根據除灰用氣含水量要求，降溫至 4 ℃。進、出口含濕量d(kg-水蒸氣/kg-干空氣)可用式(1)計算：

(1)

式中：ps為進、出口濕空氣溫度所應的飽和壓力，MPa；p為壓縮空氣總壓力，取0.8 MPa。

計算得知：進口40 ℃的飽和壓縮空氣含濕量為5.79 g/kg(干空氣)，出口4 ℃的飽和壓縮空氣含濕量為0.63 g/kg(干空氣)，約90%的水分已通過降溫析出，達到除灰用氣除濕要求。

為避免室外輸氣管道遇到降溫時壓縮空氣析水造成輸氣管道堵塞，設計壓縮空氣經回熱器升溫至20～25 ℃為宜，遠離壓力露點。經優化計算，壓縮空氣在回熱器中由40 ℃降溫至28 ℃，在凝結式換熱器中由28 ℃降溫至4 ℃，最后在回熱器中由4 ℃升溫至23 ℃為最佳。參考該廠冬季氣溫情況，設計工況凝結式換熱器冷空氣進口溫度取-10 ℃。壓縮空氣焓[11]和換熱量由式(2)(3)計算得出：

h=1.005t+0.001d(2501+1.863t)

(2)

Q=qm1Δh=qm2cpΔt

(3)

式中：h為壓縮空氣焓，kJ/kg；t為壓縮空氣溫度，℃；d為壓縮空氣含濕量，g/kg(干空氣)；Q為換熱量，kW；Δh為壓縮空氣焓變，kJ/kg；cp為冷空氣比熱，kJ/(kg·K)；Δt為冷空氣溫升，℃；qm1、qm2分別為壓縮空氣中干空氣流量、冷空氣流量，kg/s。2.2 回熱器、凝結式換熱器設計計算

2.2.1 換熱器選型及流程組合

回熱器、凝結式換熱器均為氣-氣換熱，為減小換熱器換熱面積及占地面積，應采用傳熱系數大、結構緊湊的換熱器。同時考慮到壓縮空氣為帶壓氣體，換熱器壓縮空氣側設計需滿足承壓要求。

經多種換熱器性能綜合比較分析，回熱器、凝結式換熱器選用新型全焊接板式換熱器[12]，冷熱流體在全焊接板式換熱器中交叉流動換熱[13]。

由熱負荷計算得回熱器熱負荷為40.76 kW，凝結式換熱器熱負荷為66.64 kW。根據熱負荷計算結果，選某換熱器廠板片結構參數：回熱器選880×380 mm(長×寬)波形鼓包板片，凝結式換熱器選1 776×600 mm(長×寬)波形鼓包板片。

同時，考慮到壓縮空氣降溫析水，為便于凝結水及時排出，回熱器、凝結式換熱器壓縮空氣降溫側設為單流程；為增強換熱效果，適當提高回熱器壓縮空氣側流速，回熱器壓縮空氣升溫側設為多流程，初選為4流程結構。

凝結式換熱器冷空氣由軸流風機引入，為增強換熱效果及考慮冷空氣側壓降要求，冷空氣側初選為雙流程結構。

2.2.2 換熱器主要設計步驟

回熱器、凝結式換熱器主要設計步驟[14]如圖4所示。

圖4 板式換熱器設計流程圖

傳熱基本方程式為：

Q=KAΔtm

(4)

式中：Q為傳熱量，W；K為傳熱系數，W/(m2·K)；A為傳熱面積，m2；Δtm為傳熱溫差，交叉流換熱溫差按逆流對數溫差乘校正系數計算。

總傳熱系數計算式為：

(5)

式中：h1、h2分別為板片兩側對流傳熱系數，W/(m2·K)；R1、R2為板片兩側污垢熱阻，可查表取壓縮空氣污垢熱阻值，m2·k/W；δ為管壁厚度，m；λ為板片導熱系數，W/(m2·K)。

應注意，壓縮空氣降溫過程中，所含水蒸氣部分凝結在板片上，在板片表面形成水膜，對換熱產生影響，故引入析濕系數ε[15-16]。

(6)

(7)

式中：i1、i2分別為進、出口壓縮空氣的焓值，J/kg；t1、t2分別為進、出口壓縮空氣的溫度，℃；h1為板片壓縮空氣降溫析水側對流傳熱系數，W/(m2·K)。

板片對流傳熱關聯式：

Nu=CRenPrm

(8)

h=Nuλ/de

(9)

式中：C、n、m由實驗求得，不同板片形式所得關聯式也不同，C=0.15～0.4，n=0.65～0.85，m=0.3～0.45(通常取1/3)；Re為雷諾數；Pr為普朗特數；de為當量直徑，可近似取2倍板間距。

傳熱平均溫差Δtm：

Δtm=ψΔtlm

(10)

(11)

式中： Δtmax、Δtmin分別為逆流換熱時冷熱流體最大、最小溫差，℃；Δtlm為對數平均溫差，℃；ψ為溫差修正系數，可查圖選取。

傳熱面積計算：

A=NeA0=(N-2)A0

(12)

式中：A為換熱器換熱面積，m2；A0為單板換熱面積，m2；Ne為有效傳熱板片數。

流動阻力Δp計算：

Eu=bRed

(13)

Δp=mbRedρυ2=mEuρυ2

(14)

式中：系數b、d隨不同型式板片而異，由實驗求得；ρ為流體密度，kg/m3；υ為流體流速，m/s。

2.2.3 設計計算結果

經回熱器、凝結式換熱器迭代設計計算，取20%設計裕量，計算結果如表2、表3所示。

表2 回熱器計算結果

表3 凝結式換熱器計算結果

由計算得：壓縮空氣經過回熱器、凝結式換熱器降溫析水、回熱升溫后，壓縮空氣降溫至4 ℃，壓縮空氣中約90%的水分由凝結換熱系統降溫析出，除濕效果良好；回熱后壓縮空氣出口溫度為23 ℃，遠離壓力露點4 ℃，保證了輸氣管道及用氣系統安全；壓縮空氣流經整個凝結換熱系統，總壓降為4.7 kPa，相比于用氣壓力0.8 MPa來說，壓降很小，在合理范圍內。

同時，凝結式換熱器冷空氣側壓降約為1 200 Pa，風量約為10 000 m3/h，可選全壓較大的礦用軸流風機，軸流風機功率約為4 kW，消耗電能較少。

3 凝結換熱改造經濟性分析

對某廠2×300 MW機組，除灰用氣干燥采用凝結換熱系統優化改造后，除灰用氣經過凝結式換熱器干燥，經回熱器回熱后可以直接去除灰用氣系統，原3臺用于除灰用氣干燥的微熱再生干燥器電加熱器可不投運。

主要收益有以下幾個方面。

(1)每臺微熱再生干燥器中電加熱器功率為36 kW，按加熱器每天運行16小時，單臺干燥器停運，電加熱器可節約電能約576 kW·h，3臺停運每天可節約1 728 kW·h。按全廠年運行300天計算，每年可節約電能51.84萬kW·h，按電價0.30元/kW·h計算，電費折合約15.55萬元；

(2)3臺微熱再生干燥器被旁路之后，干燥劑不再需要使用壓縮空氣再生，按再生氣量為干燥器產氣量的5%計算，單臺空壓機功率250 kW，3臺干燥器停運每小時可節約電耗37.5 kW·h，按年運行6 000小時計算(扣除減載運行)，每年可節約電能22.50萬kW·h，按電價0.30元/ kW·h計算，折合電費約6.75萬元。

(3)增設凝結換熱系統后，微熱再生干燥器中的干燥劑使用量減少，每年可節約干燥劑及濾芯更換費用約8萬元。

綜上，在未包含設備檢修的人工及空壓機保養減少的成本的情況下，每年即可節約運行成本約30.30萬元，節能效果顯著。

同時，凝結換熱系統運行時， 軸流風機運行功率按4 kW、全廠年運行300天計算，耗電量2.88萬kW·h，按電價0.3元/kW·h計算，電費折合約0.86萬元。

綜上分析可知，除灰用氣系統采用凝結換熱優化改造后，每年可節約成本29.44萬元，經濟效益顯著。

4 結論

本文提出了壓縮空氣干燥系統凝結換熱優化改造，分析了改造的可行性和經濟效益，得出以下結論：

(1)進行凝結換熱系統優化改造后，原壓縮空氣中90%的水分得到析出，除濕效果良好，同時經過回熱后壓縮空氣溫度遠離壓力露點，確保用氣系統安全。

(2)回熱器、凝結式換熱器采用全焊接板式換熱器，換熱系數大，換熱效果好；同時冷空氣由軸流風機引入凝結式換熱器換熱，系統簡單可行，容易實現。

(3)進行凝結換熱系統優化改造后，每年可節約成本29.44萬元，經濟效益顯著。

(4)同時，凝結換熱系統如果用于儀用干燥系統的前置除濕，在冬季可提高氣源的可靠性。