再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱技術經(jīng)濟性分析

趙 嘉

（浙江浙能樂清發(fā)電有限責任公司，浙江 樂清 325600）

0 引言

近年來，隨著經(jīng)濟的快速發(fā)展以及人們生活水平的提高，各國對能源的需求量日益增加。能源的儲存量直接關乎每個國家的經(jīng)濟發(fā)展[1-2]，目前，全球能源資源面臨快速開采和枯竭的問題，加之環(huán)境污染嚴重，生態(tài)環(huán)境遭到破壞，全球能源面臨著巨大挑戰(zhàn)[3-4]。因此，如何有效開發(fā)和利用新能源成為首當其沖的關鍵問題[5]。

煤炭是我國的主導型資源，它在造福社會的同時也產(chǎn)生了很多負面影響[6-9]。目前中國煤炭資源短缺，且發(fā)電廠能源利用率不高，因此如何發(fā)揮發(fā)電廠內(nèi)部潛力成為當前研究的重點[10-13]。

在我國，一般發(fā)電廠都選用壓縮式、吸收式或壓縮-吸收復合式熱泵技術回收低溫循環(huán)水中的能量供熱[14-15]。其中壓縮式熱泵通常選用電能作為驅(qū)動能源，但是由于電能是二次能源，蒸汽是一次能源，從一次能源到二次能源的轉(zhuǎn)換過程中能量必然有一定的損失，因此經(jīng)濟性不高。針對這一問題，本文提出選用再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱，以期達到節(jié)約能源、提高發(fā)電廠經(jīng)濟性的目的。

1 幾種熱泵的經(jīng)濟性理論分析

1.1 蒸汽壓縮式熱泵

蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵能量的走向如圖1所示。其中，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器是二級加熱系統(tǒng)，它的熱源是熱泵的排汽。COPe的計算過程如下：

式中：COPe為有效制熱系數(shù)；為總輸入熱量；為系統(tǒng)總制熱量；η為蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵的機械效率；分別為各級加熱系統(tǒng)的輸入熱量；分別為各級加熱系統(tǒng)的輸出熱量；COPy為壓縮式熱泵的制熱系數(shù)。

圖1 蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵中能量走向

可以看出，COPy越大，COPe也越大；當COPy＞1/η 時， COPe＞1。

1.2 電壓縮式熱泵

電驅(qū)動壓縮式熱泵能量走向如圖2所示。其中，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器仍是二級加熱系統(tǒng)。與蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵不同的是驅(qū)動能源的差別，電驅(qū)動壓縮式熱泵的驅(qū)動能源是經(jīng)過熱/電轉(zhuǎn)換的電能，由電能對熱泵做功。COPe計算過程如下：

式中：W為輸入熱泵的電能；k為功熱轉(zhuǎn)換系數(shù)，即蒸汽做功量與蒸汽放熱量的比值。

可以看出，COPy越大，COPe也越大；當COPy＞1/k 時， COPe＞1。

圖2 電能驅(qū)動壓縮式熱泵中能量走向

一般蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵的機械效率η在97%左右，315 MW純凝式改抽汽機組供熱蒸汽的功熱轉(zhuǎn)換系數(shù)k約為0.29。當外界條件相同時，電壓縮式熱泵和蒸汽壓縮式熱泵的COPy數(shù)值相差不大，對比以上2種熱泵的COPe計算公式可以看出，選用蒸汽直接驅(qū)動壓縮式熱泵的經(jīng)濟性比電能驅(qū)動壓縮式熱泵的經(jīng)濟性高，且具有顯著的優(yōu)點。

1.3 吸收式熱泵

吸收式熱泵中能量走向如圖3所示，熱泵機組是一級加熱系統(tǒng)，汽水換熱器是二級加熱系統(tǒng)。COPe計算過程如下：

式中：COPx為吸收式熱泵的制熱系數(shù)；ql為減溫減壓過程損失的熱量。

圖3 吸收式熱泵中能量走向

1.4 壓縮-吸收復合式熱泵

壓縮-吸收復合式熱泵中能量走向如圖4所示。2種熱泵在汽側(cè)串聯(lián)、水側(cè)并聯(lián)，同時加熱熱網(wǎng)回水，是一級加熱系統(tǒng)，然后熱網(wǎng)回水再經(jīng)過二次加熱系統(tǒng)（汽水換熱器）進行第二次加溫，COPe計算過程如下：

圖4 復合式熱泵中能量走向

1.5 經(jīng)濟性對比分析

根據(jù)某發(fā)電廠提供的基礎參數(shù)，計算幾種熱泵的COPe值并進行對比分析。額定供熱工況下，該機組的相關參數(shù)如表1所示。

表1 機組額定供熱工況下相關參數(shù)

在采暖需熱量為100 MW、總制熱量為100 MW、供水溫度為110℃、回水溫度為55℃的條件下，4種熱泵一、二級加熱系統(tǒng)的輸入熱量、輸出熱量和有效制熱系數(shù)見表2。

由表2可以看出，蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵系統(tǒng)的有效制熱系數(shù)明顯優(yōu)于其他熱泵系統(tǒng)，其次是復合式和吸收式熱泵，電壓縮式熱泵最低。

2 熱泵實際應用的經(jīng)濟性分析

由于低真空供熱技術不適合該發(fā)電廠實際運行，因此只對壓縮式和吸收式熱泵的供熱方案進行了對比，初步投資分析如表3所示。對于壓縮式與吸收式熱泵而言，其循環(huán)冷卻水系統(tǒng)、驅(qū)動蒸汽系統(tǒng)及熱網(wǎng)循環(huán)水系統(tǒng)的配置基本接近，故在投資分析時僅比較熱泵機組的投資。由表3可知，2種方案投資回收期均較短，其中吸收式熱泵機組供熱方案投資回收期最短，這是因為吸收式熱泵機組的設備投資較低，僅為壓縮式熱泵機組的60%左右。

表2 供熱系統(tǒng)的輸入熱量、輸出熱量和有效制熱系數(shù)

表3 投資收益

然而，對吸收式熱泵機組而言，凝汽器循環(huán)水溫度的選擇對效率有十分重要的影響。凝汽器出口的循環(huán)水為熱泵的熱源水，熱泵出口的熱源水溫度為凝汽器循環(huán)水進口溫度，眾所周知，熱泵熱源水的進口水溫越高，其中可以提取的熱量就越多，熱泵的效率越高；但熱源水溫度的提高，致使機組凝汽器背壓提高，導致機組發(fā)電量減少，雖然機組發(fā)電量減少的效益少于熱泵在循環(huán)水余熱中提取的熱量，但是過高的背壓會影響機組的安全性，因此選擇合適的熱泵進口熱源水溫度非常關鍵。

據(jù)汽輪機相關運行說明，機組最大運行背壓約為18.6 kPa，初步計算，機組在凝汽器進口循環(huán)水溫度為29℃、出口水溫度為35℃時，背壓已經(jīng)超過10 kPa，較冬季常規(guī)運行背壓有較大提升，背壓的提升將嚴重影響機組熱耗，進而影響機組發(fā)電煤耗。根據(jù)汽輪機背壓對于熱耗的修正曲線，在背壓由4.9 kPa上升至約10 kPa時，機組的熱耗率將至少上升4%，對應機組煤耗上升12 g/kWh以上，這將對機組的效率及性能指標造成一定的負面影響，該部分燃煤量的增長受機組運行情況及負荷等多方面因素的影響，無法有效量化，但熱泵回收余熱帶來的煤耗降低將受到背壓升高、熱耗上升的抵消。此外，隨著投運時間的增長，吸收式熱泵機組的效率即COPx值會由于真空降低、系統(tǒng)循環(huán)效率降低等原因存在一定衰減，這也將顯著影響機組的整體效率。

綜上所述，壓縮式熱泵能夠有效提升機組效率且對機組背壓并無特殊限制，有利于降低煤耗獲得更好的投資收益，因此采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵機組回收余熱是最優(yōu)方案，其經(jīng)濟性指標如表4所示。

表4 壓縮式熱泵供熱方案經(jīng)濟性指標

3 壓縮式熱泵驅(qū)動能源選擇

目前，在我國以蒸汽作為驅(qū)動能源的設備都是利用差壓（即汽輪機的富余壓力差）抽取，但新建機組并沒有富余壓力，所以熱泵的驅(qū)動能源來源問題是研究的關鍵。本文選擇再熱蒸汽作為熱泵的驅(qū)動能源，這是由于再熱蒸汽的蒸汽參數(shù)最為合適，溫度和壓力比較低，壓力僅為過熱蒸汽的1/5，不需要進行減溫減壓處理，所以沒有能量損失。另一方面，采用再熱蒸汽作為熱泵驅(qū)動能源對機組的影響很小，尤其是對鍋爐的影響微乎其微，這是因為與鍋爐的過熱蒸汽量相比，每小時幾十噸的抽汽占比很小，因此不會影響機組的安全運行。

目前發(fā)電廠驅(qū)動蒸汽為輔助蒸汽，單臺機組蒸汽滿足1臺壓縮式熱泵機組需求，根據(jù)熱泵廠家和汽輪機廠家計算，若采用再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵機組，則需再熱蒸汽流量65 t/h。若抽取65 t/h的再熱蒸汽，則會導致回到鍋爐再熱器的再熱蒸汽流量降低，再熱蒸汽溫度可能超溫。由于過熱器和再熱器吸熱比例已經(jīng)固定，為了維持發(fā)電功率不變，需要增加再熱蒸汽流量，但再熱器前的減溫噴水是按事故噴水設計的，正常工況下應盡量不噴或少噴，因此應先考慮加大給水量來增加主蒸汽流量，適當調(diào)整煙氣擋板，最后根據(jù)再熱蒸汽的溫度適量噴水。針對這種情況，提出3個通過再熱器噴水補充再熱蒸汽的方案，分別是噴水減溫器在再熱器前噴水、在過熱器前噴水、在過熱器和再熱器前同時按比例噴水。下面對3個方案進行分析并計算其增加的煤耗量。

3.1 方案1：再熱器前噴水

為了補充65 t/h的再熱蒸汽，再熱器前需噴減溫水65 t/h，對汽輪機的高壓缸和主蒸汽不作任何改動。

結(jié)合額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，噴水參數(shù)為：P1=3.825 MPa，T1=32.5℃，查電子焓熵圖可知H1=139.54 kJ/kg；再熱器出口蒸汽參數(shù)為：P2=3.446 MPa，T2=537℃，查電子焓熵圖可知H2=3 064.5 kJ/kg。則再熱器處工質(zhì)焓值變化為：ΔH=H2-H1=2 924.96 kJ/kg。

忽略鍋爐效率和再熱器處換熱效率等因素，計算再熱器處換熱量的變化，增加煤耗量ΔB=ΔD×ΔH/29 310，其中ΔD為增加的再熱蒸汽量，取65 t/h。 解得ΔB=6.49 t/h。

3.2 方案2：過熱器前噴水

對再熱器處不作改動，增加主蒸汽量，抽取65 t/h的再熱蒸汽，汽輪機發(fā)電功率不變。結(jié)合額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，平均每噸過熱蒸汽的發(fā)電量Pe=P0/D0，其中P0為高壓缸發(fā)電功率，取106.77 kW；D0為主蒸汽量，取964.38 t/h。解得Pe=398.57 kJ/t。

平均每噸再熱蒸汽的發(fā)電量 Pe′=（P1+P2）/D1，其中P1為中壓缸發(fā)電功率，取88.29 kW；P2為低壓缸發(fā)電功率，取145.49 kW；D1為再熱蒸汽量，取 810.13 t/h。解得 Pe′=1 038.86 kJ/t。

抽出65 t/h的再熱蒸汽，則減少發(fā)電量P減=Pe′×65=67 525.9 kJ/h。

為維持汽輪機發(fā)電功率不變，令增加的主蒸汽量為x，則高壓缸增加的發(fā)電量與中低壓缸損失的發(fā)電量平衡， 即 Pe·x=Pe′×（65-x）， 解得 x=46.98 t/h。因此在抽取65 t/h再熱蒸汽的基礎上，可增加46.98 t/h過熱蒸汽以維持汽輪機發(fā)電功率不變。

在過熱器前噴水，噴水參數(shù)為：P1′=20.7 MPa，T1′=32.5℃，查電子焓熵圖可知 H1′=154.71 kJ/kg；過熱器出口參數(shù)： 由 P2′=16.7 MPa， T2′=537℃， 可知 H2′=3 394.12 kJ/kg。

由于過熱蒸汽量增加46.98 t/h，再熱蒸汽流量也隨之增加，再熱器出口流量D再熱=（D0+46.98）/D0×D1=849.61 t/h， 再熱蒸汽流量變化 ΔD過熱=D再熱-D1=39.48 t/h。

根據(jù)現(xiàn)場調(diào)研得到額定工況下實際運行數(shù)據(jù)，再熱蒸汽出口焓值再熱蒸汽入口焓值因此再熱蒸汽焓變

3.3 方案3：過熱器和再熱器前按比例噴水

在過熱器和再熱器前按比例同時噴水，使得再熱蒸汽流量增加。因為在抽取65 t/h再熱蒸汽的基礎上，可增加46.98 t/h過熱蒸汽以維持汽輪機發(fā)電功率不變，所以過熱器和再熱器吸熱比例為1:1.38。再熱器前的噴水減溫可調(diào)節(jié)量為40 t/h，所以計劃噴水30 t/h，為了得到65 t/h的再熱蒸汽，則需要增加的主蒸汽量ΔD=（65-30）/1.38=25.36 t/h。

因此，為了維持發(fā)電功率不變，抽取65 t/h的再熱蒸汽驅(qū)動熱泵供熱，則需要增加主蒸汽流量為，增加再熱蒸汽流量為30 t/h。

每增加1 t/h的過熱蒸汽，就會增加0.84 t/h的再熱蒸汽，所以增加25.36 t/h的過熱蒸汽，就會增加的再熱蒸汽，這部分蒸汽的焓升由于主蒸汽增加而導致再熱器煤耗量增加解得ΔB2=355.87 kg/h。

綜上所述，方案1在再熱器前需噴減溫水65 t/h，增加煤耗量6.49 t/h；方案2在過熱器前需噴水46.98 t/h，增加煤耗量6.24 t/h；方案3需增加25.36 t/h的過熱蒸汽和30 t/h的再熱蒸汽，增加的煤耗量為6.17 t/h。因此，應該選擇增加主蒸汽量的同時增加再熱蒸汽量的方式來維持汽輪機發(fā)電功率保持不變。一方面，該方式增加的煤耗量最低，經(jīng)濟性最高；另一方面，該方式不但可以減少因增加主蒸汽流量對高壓缸的影響，又能滿足再熱器噴水減溫器的技術要求，同時保證再熱熱段蒸汽溫度不超過設計值，不會影響機組連續(xù)安全運行。

4 投資收益

對蒸汽壓縮式熱泵供熱技術進行靜態(tài)投資核算，結(jié)合該發(fā)電廠實際情況以及各廠家報表，該工程總投資為6 841萬元，其中設備購置1 248萬元，安裝工程費973萬元，其他費用484萬元。另外，可抵扣增值稅837萬元。

利用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵后，年增加的供熱量ΔQ=QaverT，其中T為供熱時間，取4 416 h。解得 Qaver=1.68×106GJ。

根據(jù)原始數(shù)據(jù)，計算改造后各項經(jīng)濟性指標，其中標價煤656元/t，成本電價327.459元/MW時，售熱價格32元/GJ。所得稅率25%，計算期為20年，折舊年限為10年，大修理率2%。主要財務經(jīng)濟效益指標如表5所示。

可以看出，采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱技術總投資約6 841萬元，改造后各項經(jīng)濟效益指標較高，整個項目的投資收益率達到28.30%，投資回收期短，各項經(jīng)濟效益指標達到了期望值，有一定的抗風險能力，因此項目在財務上是可行的，可提高發(fā)電廠整體收益。

表5 主要財務經(jīng)濟效益指標

5 結(jié)論

（1）經(jīng)過推導，得到了蒸汽驅(qū)動壓縮式、電驅(qū)動壓縮式、吸收式和壓縮-吸收復合式4種熱泵技術的有效制熱系數(shù)計算公式。結(jié)合發(fā)電廠實際運行數(shù)據(jù)，計算得知蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵系統(tǒng)的有效制熱系數(shù)最優(yōu)，其次是復合式和吸收式熱泵，電壓縮式熱泵最低。

（2）給出將蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵技術應用到某發(fā)電廠實際工程中的3個供熱方案，經(jīng)分析對比，采用蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱經(jīng)濟性最高。

（3）若驅(qū)動能源選擇再熱蒸汽，則需抽取再熱蒸汽65 t/h，為維持發(fā)電功率保持不變，先考慮加大給水量來增加主蒸汽流量，適當調(diào)整煙氣擋板，最后根據(jù)再熱蒸汽的溫度適量噴水。針對在過熱器和再熱器前同時按比例噴水的方式補充再熱蒸汽，由于再熱蒸汽的抽取量占比較小，因此對機組幾乎沒有影響，該方式需增加過熱蒸汽25.36 t/h、再熱蒸汽30 t/h，增加煤耗量6.17 t/h，既滿足了噴水減溫器的技術要求，又對高壓缸影響最小，且增加煤耗量最低，經(jīng)濟性最高。

（4）經(jīng)過初投資和財務分析，再熱蒸汽驅(qū)動壓縮式熱泵供熱技術實施后各項經(jīng)濟指標達到了期望水平，初投資數(shù)目合理，總投資收益率高且投資回收周期短，因此該技術項目在財務上是可行的，可提高發(fā)電廠整體經(jīng)濟性。