熱電聯(lián)產(chǎn)機組耦合吸收式熱泵性能分析

張 波，李 峰，襲著尊，王子杰，顧煜炯

（1. 華電章丘發(fā)電有限公司，山東 濟南 250216；2. 國家火力發(fā)電工程技術研究中心（華北電力大學），北京 102206）

0 引言

在“碳中和、碳達峰”的背景下，中國能源結構進入深度調整期。傳統(tǒng)能源的清潔高效利用，是實現(xiàn)能源消費高效化、低碳化的必然要求。

熱電聯(lián)產(chǎn)模式因其可實現(xiàn)能源較高利用率而被廣泛應用于大中型燃煤機組中?；鹆Πl(fā)電過程中，熱能被轉化為電能的效率約為30%～48%，主要能量損失為汽輪機的排汽冷凝損失[1]；因此，低溫余熱利用得到了廣泛關注與研究。

由于熱泵技術可以在不改變機組容量的情況下提高機組的能量利用率，所以被廣泛應用在電廠的中低溫余熱利用生產(chǎn)過程中[2,3]。文獻[4]以某垃圾焚燒電廠為例，研究了吸收式熱泵回收低溫循環(huán)水余熱的經(jīng)濟效益；研究結果表明，采用吸收式熱泵后，機組每年發(fā)電效益提高27.82 萬元。文獻[5]對熱電聯(lián)產(chǎn)機組耦合熱泵后的調峰能力進行了分析；研究結果表明，加裝吸收式熱泵后，機組的最大供熱能力提高了33.5%，調峰能力明顯提升。文獻[6]分析了機組耦合吸收式熱泵后的調峰性能，闡述了其優(yōu)越性。文獻[7]分析了機組增加熱泵后的供熱可行域及供熱能力；研究表明，采用吸收式熱泵可以增加機組的供熱能力和調峰能力。文獻[8]通過實驗分析了機組耦合熱泵后調峰能力的變化，并研究了機組變工況的調峰性能。文獻[9]提出了一種利用熱電發(fā)電機和吸收式熱泵回收固體氧化物燃料電池廢氣余熱的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)；該系統(tǒng)充分利用了熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中的廢氣余熱。文獻[10]提出了將高背壓、吸收式熱泵和吸收式換熱器相結合的燃煤電廠熱電聯(lián)產(chǎn)改造節(jié)能方案。文獻[11]對比分析了吸收式熱泵和壓縮式熱泵的性能；研究表明，壓縮熱泵的循環(huán)性能系數(shù)（coefficient of performance，COP）較高，?效率較低，不可逆損失較大；采用吸收式熱泵后，?能得到有效回收，?率較高。文獻[12]利用Aspen Plus 軟件分析了吸收式熱泵、吸收式熱變壓器、蒸汽噴射泵和機械熱泵的性能，研究結果可為熱泵的選型提供了參考。文獻[13]分析了電壓縮式熱泵、蒸汽壓縮式熱泵、吸收式熱泵及壓縮-吸收復合式熱泵機組性能；研究表明，采用蒸汽型熱泵比電驅動更節(jié)能。文獻[14]從熱力學角度分析了一種集成單效循環(huán)吸收式熱泵的有機朗肯循環(huán)布局三聯(lián)產(chǎn)發(fā)電方法。文獻[15]提出了基于絕熱壓縮空氣儲能的新型三聯(lián)供系統(tǒng)；系統(tǒng)中集成了吸收式熱泵；重點研究了改變關鍵物理參數(shù)時，能量轉換變化原理。文獻[16]采用有機朗肯循環(huán)和吸收式熱泵技術，實現(xiàn)了太陽熱能的級聯(lián)利用，實現(xiàn)了冷、熱、電三位一體的多代能源系統(tǒng)。

以上相關研究主要針對機組耦合熱泵后的調峰能力或能耗特性等單一因素進行了討論，鮮有文獻同時對2 種因素進行綜合分析。

本文首先分析了現(xiàn)有吸收式熱泵機組的變工況性能，然后利用Ebsilon 建立了600 MW 機組熱力學模型、吸收式熱泵的物理模型。最后，綜合分析了耦合吸收式熱泵后，機組調峰能力及能耗特性。

1 吸收式熱泵性能分析

熱泵機組設計工況：熱網(wǎng)循環(huán)水進出口溫度分別為50 ℃、70 ℃，循環(huán)水進出口溫度分別為38 ℃、30 ℃，蒸汽壓力為0.4 MPa，COP值為1.76。

1.1 吸收式熱泵數(shù)學模型

針對如圖1所示的吸收式熱泵機組進行建模。

圖1 吸收式熱泵系統(tǒng)模型Fig. 1 Model of absorption heat pump system

由于熱泵的熱力計算中包含相變、傳熱、傳質等復雜過程，考慮計算精度以及計算的快速收斂，對吸收式熱泵做如下假設：（1）吸收式熱泵系統(tǒng)處于熱平衡狀態(tài)，工質處于穩(wěn)定流動狀態(tài)。（2）蒸發(fā)器、冷凝器、吸收器和發(fā)生器出口工質均為飽和狀態(tài)，不存在吸收不足等狀態(tài)。（3）熱交換器無熱損失；忽略管道阻力，即無管道壓力損失。（4）節(jié)流裝置為絕熱節(jié)流，對工質的焓值無影響。（5）忽略泵功。

蒸發(fā)器：在蒸發(fā)器中，熱泵通過吸收循環(huán)水余熱，將冷凝器出來的蒸汽變?yōu)楦娠柡驼羝?/p>

式中：Dw和Ds分別為循環(huán)水和工質的質量流量，kg·s-1；t6和t7分別為循環(huán)水進出口溫度，K；h17和h16分別為蒸發(fā)器出口和進口飽和蒸汽焓值，J·g-1；Cp為水的定壓比熱容，J·g-1·K-1。

蒸發(fā)器端差：

式中：t17為蒸發(fā)器出口蒸汽溫度，K。

吸收器：在吸收器中，溴化鋰濃溶液吸收蒸汽放熱量，然后變?yōu)殇寤囅∪芤?，并將熱量釋放給熱網(wǎng)循環(huán)水。

式中：Drlb和Dllb分別為溴化鋰濃溶液和稀溶液的質量流量，kg·s-1；Dr為熱網(wǎng)水流量，kg·s-1；t18和t1分別為吸收器出口熱網(wǎng)水溫度和熱網(wǎng)水回水溫度，K；h13和h9分別為吸收器入口溴化鋰濃溶液的焓值和吸收器出口溴化鋰稀溶液的焓值，J·g-1。

根據(jù)質量守恒：

溴化鋰質量守恒：

吸收器端差：

式中：t9為吸收器出口溴化鋰稀溶液的溫度，K。

發(fā)生器：利用汽輪機抽汽，將溴化鋰稀溶液中的水分加熱成飽和蒸汽析出。

式中：h14和h12分別為發(fā)生器產(chǎn)生過熱蒸汽焓值和發(fā)生器出口溴化鋰濃溶液焓值，J·g-1；h11為進入發(fā)生器的溴化鋰稀溶液焓值，J·g-1；h3和h4分別為汽輪機抽汽焓值和發(fā)生器疏水焓值，J·g-1；Djl為熱泵耗汽量，kg·s-1。

溴化鋰質量守恒：

溶液熱交換器：

式中：h10為進入溶液熱交換器的溴化鋰稀溶液焓值，J·g-1。

冷凝器：在冷凝器中，熱泵將飽和蒸汽冷卻，同時將放出的熱量用于加熱吸收器出來的熱網(wǎng)循環(huán)水。

式中：h15為冷凝器壓力下的飽和水焓，J·g-1；t8為冷凝器出口熱網(wǎng)水溫度，K。

冷凝器端差：

式中：t15為冷凝器出口工質溫度，K。

1.2 吸收式熱泵變工況性能分析

以設計工況為基礎，計算吸收式熱泵變工況運行對COP值的影響。模擬設計工況熱泵COP值約為1.702，與設計值誤差約為3.4%，滿足工程計算精度要求。分別討論蒸汽壓力、熱網(wǎng)進出口水溫、循環(huán)水出口溫度等因素對吸收式熱泵COP值的影響。吸收式熱泵變工況運行曲線如圖2 所示。

圖2 吸收式熱泵變工況性能Fig. 2 Off-design performance of absorption heat pump

如圖2（a）所示，熱泵機組COP值隨抽汽壓力發(fā)生變化：隨著抽汽壓力的升高，吸收式熱泵的COP值逐漸從1.56 增加至約1.72；當抽汽壓力超過0.37 MPa 時，增加抽汽壓力對熱泵COP值影響較小。

如圖2（b）所示，熱泵機組COP值隨循環(huán)水出口溫度發(fā)生變化：隨著循環(huán)水出口溫度從27 ℃增加至36 ℃，熱泵COP值逐漸從1.67 增加至1.745。這是因為當循環(huán)水出口溫度升高時，蒸發(fā)器中的蒸發(fā)壓力也會升高，對應的吸收器中的壓力也會升高，濃溶液吸收水蒸汽的能力上升，傳遞給熱網(wǎng)水的熱量就會升高。

如圖2（c）所示，熱網(wǎng)回水溫度從41 ℃增加至54 ℃時，吸收式熱泵機組的COP值變化情況。當熱網(wǎng)回水溫度升高時，由于吸收器稀溶液的溫度也會升高，在蒸發(fā)壓力一定時，吸收器吸收的水蒸汽量減少，即傳遞給熱網(wǎng)水的熱量就會減少，相應的COP值就會降低。

如圖2（d）所示，熱網(wǎng)回水溫度從66 ℃增加至79 ℃時，吸收式熱泵機組的COP值變化情況。當熱網(wǎng)水出口溫度升高時，在其他條件不變的情況下，冷凝器的冷凝壓力升高，發(fā)生器中濃溶液的濃度會減小，從發(fā)生器蒸發(fā)的水蒸汽減少，傳遞的熱量就會減少，COP值就會降低。

對比分析4 個參數(shù)變化所對應的COP值可知，熱泵出口熱網(wǎng)水溫度對熱泵機組COP值的影響最大。

2 算例機組熱力學及能耗模型

2.1 算例機組熱力學模型

采用Ebsilon 建立了某600 MW 機組的熱力學模型，機組主要性能參數(shù)如表1 所示。

表1 機組主要技術參數(shù)Tab. 1 Main technical parameters of the unit

以閥全開工況作為模型設計工況。

所建熱力學模型的正確性驗證：計算模擬機組不同熱耗保證工況（turbine heat acceptance，THA）的電負荷數(shù)據(jù)，并與熱平衡圖中的數(shù)據(jù)進行對比分析，發(fā)現(xiàn)各工況誤差結果均小于0.5%，符合工程計算精度要求。

如圖3 建立傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機組耦合熱泵熱力系統(tǒng)模型。模型中，以熱電聯(lián)產(chǎn)機組中壓缸排汽作為供熱的熱源。假設抽汽壓力在供熱全工況中保持不變。在排汽中，一部分蒸汽通過熱網(wǎng)加熱器加熱熱網(wǎng)回水；另一部分蒸汽通過管道進入吸收式熱泵換熱。鑒于一般情況下熱網(wǎng)水供水溫度達不到設計值，因此本文取熱網(wǎng)供、回水溫度分別為90 ℃、60 ℃。

圖3 600 MW 機組耦合吸收式熱泵后熱力系統(tǒng)圖Fig. 3 Thermodynamic system diagram of the 600 MW unit coupled with absorption heat pump

吸收式熱泵的熱力學模型如圖4 所示。圖中，熱網(wǎng)水經(jīng)過吸收器和冷凝器將溫度加熱至熱網(wǎng)所需溫度；機組抽汽在發(fā)生器中與溴化鋰溶液進行換熱，機組的冷卻循環(huán)水在蒸發(fā)器中進行換熱。

圖4 吸收式熱泵熱力系統(tǒng)圖Fig. 4 Thermodynamic system diagram of absorption heat pump

假設：最大供熱能力為100 MW，COP值為1.7；熱電聯(lián)產(chǎn)機組變工況下，熱網(wǎng)供回水溫度和冷凝水溫度均保持不變。

2.2 能耗模型

輸入鍋爐的熱量與汽輪機所消耗的熱量及鍋爐效率、鍋爐管道效率有關，計算如式（12）[17]：

式中：Bb為機組的煤耗，kg·s-1；ηb為鍋爐效率；ηp為鍋爐管道效率；QL為煤炭低位發(fā)熱量，J·g-1；Qt為鍋爐輸入汽輪機的熱量，kW。

鍋爐輸入汽輪機的熱量可由Ebsilon 軟件計算得出。

機組輸入的能量主要為煤的化學能；機組輸出的能量主要包括機組的發(fā)電量與機組的供熱負荷。機組的能量利用率為機組輸出的能量與機組輸入能量的比值，如式（13）所示：

式中：ηen為機組的能量利用率；Pp為機組的發(fā)電量，kW；Qs為機組的供熱量，kW。

機組輸出能量?包括熱量?與電能?，輸入的能量?主要為燃料的化學?。機組的?效率為機組輸出能量?與機組輸入能量?的比，如式（14）所示：

式中：ηex為機組的?效率；Ep為機組輸出的電能?；Es為機組供熱的熱量?；Ef為機組輸入燃料的化學?。

燃料的化學?由下式計算：

式中：QH為燃料的高位發(fā)熱量，J·g-1。

3 計算結果分析與討論

3.1 供熱可行域

未耦合熱泵時，600 MW 機組供熱可行域可通過改變機組不同主蒸汽流量下的供熱抽汽量計算獲得，如圖5 中線段AB、BC、CD、DA所圍成的區(qū)域所示。線段AB為純凝工況時，機組電負荷的運行范圍。線段BC反映了鍋爐最大出力時供熱量與發(fā)電量的變化趨勢。線段CD為低壓缸在最小進汽流量下，供熱量與發(fā)電量的關系曲線。線段DA反映了鍋爐在最小穩(wěn)燃負荷運行時，機組供熱量與發(fā)電量的變化趨勢。

圖5 機組耦合吸收式熱泵供熱可行域Fig. 5 Heating feasible region of the unit coupled with absorption heat pump

當機組供熱負荷為500 MW 時，受低壓缸最小進汽量和鍋爐最大出力的限制，機組電負荷范圍只能在P2—P1 之間變化（236.9 MW～512.3 MW），由此造成了熱電聯(lián)產(chǎn)機組熱電耦合的情況。

以傳統(tǒng)供熱可行域為基礎，通過熱泵的供熱量及COP值，可計算得到耦合吸收式熱泵后機組的供熱可行域——ABB′C′D′DA。線段BB′C′D′DCB所圍成的區(qū)域為吸收式熱泵工作區(qū)域。

耦合吸收式熱泵后，機組的最小發(fā)電量不變，最大供熱量由833 MW 增加至875 MW。當機組熱負荷為500 MW 時，機組的調峰范圍由P1—P2增加至P4—P3，最小發(fā)電量變?yōu)?18.3 MW。

3.2 供熱可行域內能量利用率分布規(guī)律

圖6示出了機組耦合吸收式熱泵后，能量利用率的分布規(guī)律。

圖6 供熱可行域能量利用率Fig. 6 Energy utilization rate of heating feasible region

圖6 中，虛線將熱泵工作區(qū)域與傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機組供熱區(qū)域劃分開來：虛線內部所示為原抽凝機組供熱區(qū)域的能量利用率分布；虛線外部所示為機組耦合熱泵后系統(tǒng)能量利用率分布。

抽凝供熱時，機組的最大能量利用率約為82.7%，分布在供熱可行域的最大供熱處：由于抽汽供熱回收了機組部分冷凝損失，隨著供熱量的增加抽汽量隨之增加，汽輪機排汽損失就逐漸減小。

耦合熱泵后機組的能量利用率分布規(guī)律與傳統(tǒng)熱電聯(lián)產(chǎn)機組相似：隨著供熱量增加，機組的能量利用率逐漸增加。在吸收式熱泵運行區(qū)域內，由于回收了大量冷源損失，能量利用率與原抽凝機組相比呈增加趨勢，最大能量利用率在機組的最大供熱量處約為84.6%。

3.3 供熱可行域內?效率分布規(guī)律

圖7示出了耦合吸收式熱泵后，機組?效率變化規(guī)律：機組?效率最大約為42.2%，位于純凝100%THA 工況處；此時機組的經(jīng)濟性最好。隨著供熱量的增加，高溫高壓蒸汽與熱網(wǎng)水進行換熱，未進行發(fā)電，增加了熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的不可逆?損失，造成系統(tǒng)?效率下降。

圖7 供熱可行域?效率Fig. 7 Exergy efficiency within operation feasible region

與抽凝供熱相比，機組耦合吸收式熱泵后，?效率呈增加趨勢。這是由于機組在運行中不僅減少了大溫差換熱造成的不可逆?損失，同時回收了大量的冷源損失。

4 結論

針對耦合熱泵的供熱系統(tǒng)，建立了機組能耗模型。結合算例機組，對比分析了耦合熱泵運行對機組供熱可行域及機組熱力學性能的影響，得出以下結論。

（1）熱泵變工況性能方面：增加熱泵抽汽壓力或循環(huán)水出口溫度，降低熱網(wǎng)出口水溫或熱網(wǎng)回水溫度可以提高吸收式熱泵機組COP值；但當抽汽壓力高于某值或熱網(wǎng)水出口溫度低于某值時，改變該參數(shù)對COP值影響不大；熱網(wǎng)水出口溫度對熱泵機組COP值的影響最大。

（2）熱電解耦性能方面：機組耦合熱泵運行可以增加機組的供熱可行域，從而提高機組的調峰能力。當熱泵以最大供熱負荷供熱，且機組外界供熱負荷為500 MW 時，耦合吸收式熱泵的機組可提供的最小電負荷為218.3 MW，最小調峰能力增加約2.79%。

（3）能量利用率方面：機組耦合熱泵運行可以提高系統(tǒng)的能量利用率，其主要影響因素為機組的供熱量。機組最大供熱負荷處即為能量利用率的最大點。機組耦合熱泵運行后，系統(tǒng)最大能量利用率有所增加，可由82.7%增至84.6%。

（4）?效率方面：機組耦合熱泵運行后，由于減少了大溫差換熱造成的不可逆?損失，同時回收了大量冷源損失，所以在相同的熱電負荷下，吸收式熱泵運行區(qū)域系統(tǒng)?效率增加。