大型供熱機組蒸汽壓力能回收利用方案研究

趙盼龍，張東明，陳理帥

（浙江浙能興源節能科技有限公司，杭州 310005）

0 引言

隨著國內能源結構調整和政策導向，越來越多的300 MW 和600 MW 等級純凝機組已陸續改造為熱電聯產機組，實現對周邊工業用戶的集中供熱。但在純凝機組改造的供熱系統中，普遍存在抽汽壓力、溫度大于供熱壓力、溫度的情況[1]。以330 MW 機組純凝機組為例，因汽輪機結構限制和參數要求，往往只能從再熱冷段和再熱熱段抽汽供熱。在100%THA（熱耗率驗收工況）下，再熱冷段蒸汽壓力約3.6 MPa，蒸汽溫度320 ℃；再熱熱段蒸汽壓力約3.2 MPa，蒸汽溫度約530 ℃。兩者的抽汽壓力和抽汽溫度都大于1.5 MPa 和290 ℃的供熱參數要求，因此存在抽汽參數與供熱參數不匹配的問題。

為調整抽汽參數至指定的壓力和溫度，現階段發電廠通常采用減溫減壓器作為降溫降壓的熱力設備[2]。雖然減溫減壓器具有投資省、占地面積小、運行操作方便的優點，但其一方面通過節流元件增加局部阻力，使蒸汽能量白白損失，另一方面通過減溫水蒸發吸收蒸汽熱量從而實現高溫蒸汽降溫，會大大增加減溫水的投用量，降低機組效率[3]。因此減溫減壓器長期投用后無法合理利用蒸汽的熱能梯度，造成能源浪費嚴重，是一種不經濟的生產方式[4]。

本文針對發電廠純凝機組改造的供熱系統蒸汽壓力能損失嚴重的問題，提出在供熱系統中設計引入小背壓機代替原有的減溫減壓器，回收蒸汽壓力能直接用于發電或拖動引風機的技術方案，并以某發電廠為對象，計算系統節能量和經濟效益，評價系統可行性和經濟性，為大型供熱機組的供熱系統優化改造提供參考。

1 壓力能回收利用工藝路線設計

針對減溫減壓器存在較大能量浪費的問題，主要從三方面設計壓力能回收利用工藝路線。

1.1 壓力能利用設備的選擇

為充分回收利用供熱系統中的蒸汽壓力能，需要選擇合適的壓力能利用設備代替現有的減溫減壓器。對于蒸汽壓力能的利用，目前市場上較為成熟的產品包括汽輪機、螺桿膨脹機和ECT（節能蒸汽透平機）。這3 種壓力能利用設備因不同的結構和工作原理，具有各自的性能特點，分別適用于不同的工況條件。

小型汽輪機對蒸汽的品位和品質要求高；螺桿膨脹機一般要求入口蒸汽的溫度小于300 ℃，壓力不大于3.0 MPa[5]；ECT 要求設備進出口蒸汽壓比大于1.8。考慮到純凝機組改造的供熱抽汽溫度通常高于300 ℃，壓力通常高于3.0 MPa，設備進出口壓比在低負荷情況下小于1.8，限制了螺桿膨脹機和ECT 設備的使用，因此建議采用小型背壓機作為壓力能利用設備。

1.2 小背壓機進汽汽源的選擇

現階段，對于純凝機組改供熱，大多數采用冷段抽汽或熱段抽汽的方法，部分供熱量較大的機組，采用“冷段抽汽+熱段抽汽聯合供熱”的方法。對于聯合供熱機組，單臺機組存在2 股供熱汽源，設置2 套供熱壓力能回收系統顯然是不經濟的。因此本文建議將冷再抽汽、熱再抽汽混合后再送入小背壓機做功，一方面可降低系統占地面積，降低初投資，另一方面可提高小背壓機的利用小時數。

此外，隨著負荷率的變化，機組抽汽參數將產生較大波動，尤其入口壓力，對小背壓機選型具有較大影響。入口蒸汽壓力參數過低，將導致小背壓機效率低下，因此為保證小背壓機的效率，可根據實際情況設置入口蒸汽參數下限值，對入口蒸汽進行篩選。 當蒸汽壓力參數低于下限值時，小背壓機停機，開啟原減溫減壓器，供熱抽汽汽源通過原減溫減壓管路后對外供熱。

1.3 壓力能回收工藝路線

本文主要設計2 種工藝方案用于回收再利用蒸汽壓力能，即供熱蒸汽壓力能驅動引風機方案和供熱蒸汽壓力能發電方案。前者利用蒸汽壓力能做功后驅動引風機維持爐膛負壓，以增加機組對外供電量，提高引風機在低負荷工況下運行的效率[6-7]。后者利用蒸汽壓力能做功發電，所發電量通過廠內輔機自行消化或上網[8]。

2 供熱蒸汽壓力能回收利用

以某發電廠作為分析研究對象，根據實際的抽汽參數和供熱參數，設計相應的壓力能回收方案，并計算改造后的理論經濟效益。

2.1 供熱系統及引風機系統現狀

2.1.1 供熱系統

該廠現有2 臺350 MW（7 號、8 號機）和2 臺330 MW（9 號、10 號機）供熱機組，目前采用的供熱方式為“再熱冷段+再熱熱段聯合供熱”，以冷再供熱方式為主，熱再供熱為輔，對外供熱蒸汽平均參數為1.5 MPa，294 ℃。冷再汽源來自高壓缸排汽，參數基本在2.1～3.8 MPa，310～340 ℃；熱再汽源則是從鍋爐再熱器出口和中壓缸進汽之間引出，參數基本在2～3.4 MPa，530～542 ℃。現階段，全廠平均對外供熱量約300 t/h，平均單臺機組對外供熱量75 t/h。

2.1.2 引風機系統

鍋爐風煙系統配置2 臺動葉調節軸流式引風機，在經過“引增合一”改造后，目前引風機為上海鼓風機廠生產的SAF26-18-2 型動葉調節軸流式引風機。在機組不同負荷下，引風機電機功率逐漸隨著負荷的減小而減小，在滿負荷下約為2 500 kW，在50%負荷下約1 000 kW。

以8 號機組為例，全年平均負荷251 MW，運行小時數6 292 h，機組2 臺引風機全年耗電量2 383 萬kWh，占機組全年發電量的1.53%，節能潛力巨大。

2.2 抽汽參數統計

該廠4 臺機組原來主要以冷再供熱為主，隨著熱用戶需求的增加，抽汽量不斷增加，考慮到冷再抽汽過大對鍋爐的不利影響，影響機組安全性，因此后期進行了熱再供熱改造，目前全廠以冷再供熱為主，熱再供熱為輔。此外，根據統計數據，8 號機組相對于其他機組供熱時間較長，比7 號機組多供熱1 567 h，因此供熱量最大，本文暫以8 號機組作為研究對象。

8 號機組在統計期內抽汽壓力、 抽汽溫度、抽汽流量的變化范圍如表1 所示。

表1 8 號機組統計期內抽汽參數變化范圍

2.3 蒸汽壓力能回收利用系統方案設計

2.3.1 供熱蒸汽壓力能驅動引風機方案

（1）進汽汽源的選擇

正常汽源：將冷再抽汽、熱再抽汽混合后，再送入小背壓機做功，從而拖動引風機運行。通過“冷再+熱再混合”的方式來控制小背壓機進汽溫度，既保證了蒸汽過熱度，又能避免蒸汽溫度過高對小汽機材質要求的提高。

備用汽源：因低負荷下再熱冷段和再熱熱段混合蒸汽參數過低，系統需增設1 路備用汽源以提高小機進汽參數[9-10]。本方案設計將主蒸汽作為系統的備用汽源，考慮到主蒸汽參數遠高于小背壓機進汽參數上限值，因此在汽源支路上設置減溫減壓器，將主蒸汽降至4 MPa，450 ℃后送入小背壓機做功。

啟動、調試階段用汽：機組在啟動、調試階段，設置1 路啟動、調試汽源[11]。根據機組實際情況，選擇將機組輔助蒸汽設置為啟動、調試汽源。輔助蒸汽的一部分汽源源自鄰機輔助蒸汽，在本機組緊急停機、汽源中斷的情況下，可保證仍有部分的鄰機汽源，使汽動引風機維持一定時間的運行。

（2）小背壓機排汽方式的選擇

運行過程中系統需優先滿足引風機的功率需求，背壓機排汽量往往與熱網供熱量無法平衡，需設置多股排汽管路。考慮到3 號高壓加熱器的耐壓等級足夠滿足背壓機排汽要求，因此設計將多余排汽排入3 號加熱器，排擠部分三抽蒸汽。

（3）工藝路線及運行策略

系統工藝路線如圖1 所示。

圖1 供熱蒸汽壓力能驅動引風機系統工藝路線

根據現有供熱規模，單臺機組供熱蒸汽的壓力能只能滿足單臺引風機小機的進汽量需求，綜合考慮經濟性和安全性，建議只對煙風系統原有2 臺50%容量引風機中的1 臺進行改造，將單臺電驅動引風機改造成小背壓機驅動引風機，原電動引風機作為備用[12-13]。

對于汽動引風機的運行模式，主要有：

當機組負荷高或熱網負荷低時，引風機小機排汽量大于熱網用汽量，小機排汽部分排入熱網，多余部分引至3 號高壓加熱器，用來排擠三抽用汽。

當機組負荷低或熱網負荷高時，小背壓機排汽量小于熱網用汽量，小背壓機排汽全部排入熱網，不足部分通過原減溫減壓管路補充。

當小背壓機排汽量等于熱網用汽量時，小背壓機排汽全部排入熱網。

當熱網停運時，小背壓機排汽全部排入三抽管路。

當機組負荷低，冷再汽源和熱再汽源壓力較低，無法滿足小背壓機進汽壓力要求時，抽取部分主蒸汽經減溫減壓至4.0 MPa，450 ℃后送至小背壓機做功，再對外供熱。

2.3.2 供熱蒸汽余壓發電方案

與驅動引風機方案一樣，供熱蒸汽余壓發電方案小背壓機進汽汽源為機組再熱冷段和再熱熱段混合汽源，小背壓機排汽直接匯入對外熱力管網。考慮到各臺機組抽汽汽源參數波動較大，設置小背壓機的入口蒸汽壓力下限值為2.1 MPa。當混合汽源蒸汽壓力小于2.1 MPa 時，小背壓機停機，供熱抽汽經原減溫減壓管路后對外供熱。

系統工藝路線如圖2 所示。

圖2 供熱蒸汽余壓發電系統工藝路線

2.4 系統節能效益分析

以8 號機組作為研究對象，分析機組在不同負荷率（100%，85%，75%，60%，50%）下的系統節能效益。

2.4.1 供熱蒸汽壓力能驅動引風機方案

引風機采用小背壓機驅動后，相對于電動引風機方案，機組能耗從以下三方面分析：

（1）部分工況條件下需要從大汽輪機中多抽一部分蒸汽來驅動小背壓機，為了補償這一部分功率損失，需增加鍋爐產汽量，機組發電煤耗成本增大[14]。

采用等效焓降法[15]計算改造前后小時標煤耗量的差值。

根據等效焓降法，機組的循環吸熱量為：

式中：h0為主蒸汽焓；αzr為相對于1 kg 主蒸汽，再熱汽的份額；σ 為1 kg 再熱汽在再熱器中的吸熱量；hgs為省煤器進口給水焓。

新蒸汽的等效焓降H 為：

式中：ηi為機組熱效率。

小汽輪機進汽作為帶熱量處系統損失的工質，將降低新蒸汽的等效熱降：

式中：αl為相對于1 kg 主蒸汽的汽動引風機抽汽份額；h2和hn分別為抽汽焓值和排汽焓值。

因此系統效率相對降低值為：

相應的發電標煤耗增加值為：

（2）可降低引風機用電量，節省廠用電成本，增加機組年供電量。

（3）引風機變速運行，可提高引風機運行效

率[16]。

以機組不同負荷率下的抽汽參數為基礎，計算系統不同供熱量時的發電煤耗增加值、供電量增加值，并以燃煤成本每噸標煤835 元，上網電價0.4 元/kWh 計算系統節能收益，計算結果如圖3 所示。

圖3 單臺引風機汽動改造在不同負荷工況條件下的節能效益

由圖3 可知，負荷為60%和50%時，在各個對外供熱條件下節能收益都為負數，主要原因在于：此工況下引風機小機汽源使用一部分備用汽源或全部使用備用汽源，其從大汽輪機中額外抽取的主蒸汽量較大，造成鍋爐燃煤成本增加較多，而增加的上網電量有限，因此經濟效益為負數。

100%負荷工況、85%負荷工況和75%負荷工況下，在機組對外供熱量較少時，系統節能量為負數，在機組對外供熱量較大時，系統節能量較好，平衡點約為機組再熱冷段和再熱熱段對外供熱量總和（40 t/h）。分析原因在于：當機組對外供熱量少時，供熱蒸汽的壓力能無法滿足引風機小機的功率需求，需從大汽輪機中額外抽取部分再熱冷段或再熱熱段蒸汽，使得鍋爐燃煤成本增加；當機組對外供熱量增大后，供熱蒸汽的壓力能已能滿足引風機小機功率需求，因此鍋爐產汽量無需增加，燃煤成本增加值為0，系統節能效益即為上網電量增加值。

在機組對外供熱量大于60 t/h 后，引風機所需動力完全由供熱蒸汽壓力能拖動背壓機提供，節能收益不再增加，因此節能效益保持不變。3種負荷橫向比較下，100%負荷工況在大供熱量條件下節能效益最佳，主要原因在于機組高負荷工況下引風機功率大，汽動改造后增加的上網電量更為可觀，因此經濟效益最佳。

綜上所述，單臺引風機汽動改造，只有在機組負荷大于等于75%負荷，對外供熱量大于40 t/h的情況下，汽動引風機系統才具有一定的經濟效益，在低負荷或低供熱量的情況下，汽動引風機均無經濟效益。因此，在實際運行過程中可考慮在60%負荷和50%負荷下，停止汽動引風機的運行，改為備用的電動引風機運行，機組仍通過原減溫減壓管路對外供熱抽汽。

根據測算，8 號機組單臺引風機改造后年節能收益約110 萬元，考慮到系統投資約1 900 萬元，項目投資回收年限過長，因此現階段運行條件下，供熱蒸汽壓力能驅動引風機的方案暫時不具備投資效益。

2.4.2 供熱蒸汽余壓發電方案

供熱蒸汽余壓發電方案的節能效益通過小背壓機發電量可直觀計算得到[17]。但需要注意的是，余壓發電方案將原有的“節流減壓+投用減溫水”的方式改為“膨脹做功+投用減溫水”的方式，將減少減溫水量的投用。因此為了保證同樣的對外供熱量，需要從大汽輪機中多抽蒸汽。“膨脹做功+投用減溫水”方式所需減溫水量計算如下：

式中：qjws為減溫水流量；h″為小背壓機排汽焓值；hzq為供熱蒸汽焓值；hjws為減溫水焓值；qpq為小背壓機排汽量。

多抽的蒸汽對系統有兩方面影響：一方面增加了小背壓機進汽量，小背壓機輸出功率增加；另一方面為保持機組發電量不變，鍋爐產汽量增加，鍋爐燃煤成本增加。綜合比較兩方面收益，即可確定系統改造后的節能效益，計算結果如圖4 所示。

圖4 余壓發電改造后不同負荷條件下的節能收益

因小背壓機存在容積流量的限制，當機組負荷率為60%及以下時，絕大部分工況下蒸汽需走原有的減溫減壓管路，因此該時段節能收益為0。此外，由圖4 可知，在相同供熱量下，機組負荷率升高，抽汽參數增大，系統節能收益增加。在相同負荷率下，機組對外供熱量增加，抽汽流量增大，系統節能收益增加。

根據測算，8 號機組單臺引風機改造后年節能收益約242 萬元，系統總投資達1 600 萬元，預計靜態回收期約7 年，在現有條件下，具有一定的經濟效益。

3 結語

本文提出2 種供熱蒸汽壓力能回收利用方案：蒸汽壓力能驅動引風機方案和蒸汽余壓發電方案；并以某發電廠為例，設計了系統工藝路線和運行方式。

驅動引風機方案在鍋爐低負荷工況下，需額外增加鍋爐產汽量以維持機組發電量不變，燃煤成本急劇增加，導致系統節能效益急劇下降，在現階段機組負荷率越來越低的情況下，方案經濟性欠佳。

余壓發電方案作為相對獨立的發電系統，發電量只與機組對外供熱量及供熱抽汽參數有關，所發電量通過輔機自行消化或上網，根據測算年節能收益約242 萬元，具備一定的經濟性。

隨著越來越多的發電廠進行純凝機組供熱改造，若在設計時直接考慮采用小背壓機代替減溫減壓器，合理布置管道和設備，可取得更好的經濟效益。