煙氣換熱器與熱泵梯級余熱回收系統運行特性研究

高天宇，魏勇，陳文華

（青島能安恒信科技有限公司，青島 266000）

1 引言

我國以火電為主的能源結構不利于環境的可持續發展。習近平總書記提出中國二氧化碳排放力爭于2030年前達到峰值，努力爭取2060年前實現碳中和。國內出臺多項政策措施助力“3060”目標的實現[1]。工業煙氣中含有大量余熱，加以利用可以節約一次能源并能為企業帶來實際的經濟效益。學者在領域內進行了大量研究，賈力等人對煙氣冷凝的傳熱過程進行了研究[2]，為煙氣余熱回收提供了理論基礎；付林等人基于溴化鋰吸收式熱泵技術提出了利用熱泵回收煙氣余熱提高熱網對外供暖能力的方法[3，4]。隨著我國能源結構的改善，煙氣余熱回收技術也應用于燃氣鍋爐[5]。

燃氣鍋爐出煙溫度較高，煙氣余熱主要由顯熱和潛熱兩部分組成。為了提高燃氣余熱利用效率，青島能安恒信科技有限公司在某項目中使用煙氣換熱器與熱泵梯級余熱回收系統，煙氣換熱器主要用于回收煙氣顯熱，熱泵主要回收煙氣潛熱，由兩者共同為熱網水回水加熱，提高供暖能力。

2 梯級余熱回收系統模型

2.1 系統模型

煙氣的余熱回收換熱呈現明顯的二段式特征[6]。在煙氣中水蒸氣冷凝前，煙氣由鍋爐出口溫度降溫至冷凝溫度，此階段主要是煙氣中不凝氣體的顯熱換熱，煙氣溫降幅度較大；達到冷凝溫度Tw后，此階段主要是水蒸氣冷凝釋放潛熱，溫降幅度較小。因此，設計梯級換熱系統，煙氣換熱器主要回收煙氣中的顯熱而熱泵主要回收煙氣中的潛熱。圖1為煙氣換熱器與熱泵梯級余熱回收系統示意圖，圖2為熱泵機組示意圖。

圖1 梯級余熱回收系統模型

圖2 熱泵機組模型

煙氣來流進入煙氣換熱器釋放顯熱，被一部分熱網水吸收熱量，降溫至Tsm，隨后進入噴淋塔與熱源水直接接觸釋放潛熱。熱源水吸收煙氣潛熱進入熱泵，作為低品位熱源，在機組中放熱，在驅動蒸汽作用下，使另一部分熱網水升溫。兩部分熱網水最終混合，提高鍋爐進水溫度，達到節省燃料的目的。

設Qe、Qa、Qg、Qc、Qs分別為熱泵機組蒸發器、吸收器、發生器、冷凝器和煙氣換熱器中的換熱量，則有：

式中，Cwp為水的比定壓熱容，hgin、hgout、hsin、hsout分別為煙氣與驅動蒸汽進出口焓值。系統對外輸出的總熱量為：

熱泵能量平衡：

系統性能系數COP為：

2.2 最大余熱回收量的確定

根據熱源廠燃氣鍋爐參數及往年實際運行情況來確定系統的最大余熱負荷。熱源廠燃氣鍋爐設計最大蒸汽發生量200 t/h，根據往年運行數據，1月份日均最大鍋爐蒸汽發生量為鍋爐設計參數的75.8%，對應的平均最大煙氣量約為176 504 m3/h，對應時間段內平均煙溫86.79℃。由于溫度壓力變化不大，近似認為煙氣密度為常數。忽略因漏風，且天然氣燃燒產物中沒有硫化物和灰分，則煙氣參數計算原理如下[7]：

設在標準狀態（大氣壓強p=0.1013 MPa，濕度t=0℃）下，1 kg燃料完全燃燒所需的助燃劑量稱為理論助燃劑量V0，實際所需助燃劑量為V，過量空氣系數α0。設實際燃氣當中碳、氫、氧、氮4種元素含量質量百分數分別為Car、Har、Oar、和Nar則有：

設助燃劑空氣中CO2、O2、N2和H2O的體積百分比分別表示為YC0、YO0、YN0和YH0：

煙氣產物CO2、O2、N2和H2O的體積VC、VO、VN和VH分別可以表示為：

式中，dk為助燃劑空氣中的含濕量；ρH為干助燃劑空氣密度。V0由式（15）計算：

煙氣質量G表示為：

則煙氣密度可表示為：

一般情況下，可取dk=10 g/kg（干），ρH可由空氣熱力性質表查找。計算標準狀態下煙氣密度ρ0=1.418 kg/m3，將煙氣視為理想氣體在實際平均煙溫下，煙氣密度ρ=1.085 kg/m3，含濕量d=125.562 g/kg（干）。此時對應的煙氣飽和溫度查含濕量表[8]Tsm=56.34℃。干煙氣平均比定壓熱容可表示為：

式中，gC、gO、gN分別為煙氣中CO2、O2和N2的質量分數，CpC、CpO、CpN分別為CO2、O2和N2的比定壓熱容。比定壓熱容通過查對應組分的比熱容表，代入多項式中進行擬合，形式如式（19）：

式中，ai為擬合系數；t為煙氣溫度。

則濕煙氣的干基比定壓熱容為：

式中，Cpw為水蒸氣的比定壓熱容；d為煙氣含濕量。

設煙氣換熱段平均比定壓熱容為Cpa，則煙氣的顯熱計算公式如式（21），煙氣換熱器段：

噴淋塔段水蒸氣主要釋放潛熱，忽略其顯熱釋放，則干煙氣釋放顯熱為：

將煙氣數據代入式（21）和式（22）可得，最大可回收顯熱煙氣換熱器段Qs1約為2 216 k W，噴淋塔段Qs2約為1 915 kW。理想工況下，煙氣降溫至中溫后，不發生冷凝，在噴淋塔中所有潛熱由熱泵回收，設計噴淋塔出口溫度25℃。認為噴淋塔中水蒸氣冷凝過程為定壓，根據飽和水及水蒸氣熱力性質表插值計算煙氣中溫和噴淋塔出口溫度下飽和水及水蒸氣焓值。煙氣潛熱計算如下：

式中，hsin與hsout分別為噴淋塔進出口飽和水蒸氣與飽和水焓值。計算得最大可回收潛熱約為14 760 kW。工程上，因散熱造成的熱量損失和受到熱源廠循環水量供給及工藝的制約，難以達到最大余熱回收量。經過現場實際調研，本項目選用余熱回收量14 MW的熱泵機組與換熱量3 MW的煙氣節能器整合為梯級余熱回收系統，整個系統由自動控制系統根據鍋爐負荷與煙溫煙壓自動控制熱網水、熱源水及煙氣節能器進水流量，熱量表負責回收熱量及所用蒸汽熱量的計算。

3 實際運行分析

3.1 鍋爐負荷的影響

表1為某日該項目鍋爐及煙氣數據，當日余熱回收量驅動蒸汽用熱量與機組性能系數COP實時變化如圖3與圖4所示。

表1 鍋爐及煙氣實時數據

從表1、圖3和圖4可知，鍋爐負荷較高時，煙溫較高，煙氣流量較大，熱源水進口溫度較高，回收的余熱較多且性能系數COP較高；反之由于煙溫較低，流量較小，熱源水進口溫度較低，回收余熱較少且性能系數相對較低。鍋爐負荷達到高點146.44 t/h，熱泵回收余熱功率達到12.05 MW，達到最大余熱回收量的86%，熱泵機組COP維持在1.7左右，證明熱泵機組運行一直保持在合理區間，整體來看，達到了余熱回收的指標要求，同時，由于加入了煙氣換熱器回收了煙氣中的大量顯熱，因此，系統的COP明顯高于熱泵機組的COP。由此可見，由此梯級余熱回收系統可以有效回收煙氣中的余熱資源，提高系統的能源利用效率。

圖3 余熱回收與驅動蒸汽熱量實時變化圖

圖4 熱泵機組與系統性能系數COP實時變化圖

3.2 煙氣中溫的影響

如果煙氣換熱器中煙氣溫降過大，接近煙氣的露點溫度，將會造成煙氣中的水蒸氣在管道中冷凝，冷凝熱會向環境散失，凝結水將由凝水管道排出系統外，造成熱量損失。由于白天氣溫相對較高，在實際運行當中產生冷凝水很少，本文近似認為白天煙氣中溫的平均溫度為煙氣中水蒸氣的飽和溫度。白晝平均煙氣中溫56.56℃，查含濕量表飽和含濕量為d=127.126g/kg（干），與2.2中計算所得煙氣飽和中溫和飽和含濕量相近。表2為每小時產生的冷凝水量及損失熱量表。

表2 冷凝水量及損失熱量表

圖5與圖6分別為煙氣中溫和冷凝水及損失余熱量隨時間變化的曲線圖，從圖5和圖6可以看出，煙氣中溫高于飽和溫度時，產生出的冷凝水量忽略不計；煙氣中溫低于飽和溫度時，隨著環境氣溫的降低，煙氣中溫相對變低，同時，冷凝水量增大，造成的余熱量損失增大。總計損失熱量為7.66 MW·h，按照合同約定天然氣熱值0.03436 kJ/m3，當年供暖季天然氣均價3.4元/m3，燃燒系數0.92計算，每日因煙氣在管道中冷凝造成的經濟損失為2 965.55元。因此，需要對自控系統的設定進行人工調整，在夜間煙氣中溫較低時相對降低煙氣節能器的水流量，使煙氣中溫保持在飽和溫度以上，以達到充分利用余熱資源，提高經濟效益的目的。

圖5 煙氣中溫隨時間變化曲線圖

圖6 冷凝水量及損失余熱量隨時間變化曲線圖

4 結語

根據煙氣換熱特性，設計煙氣換熱器與熱泵梯級余熱回收系統分別回收煙氣中的顯熱與潛熱。實際運行表明，系統達到了設計要求，余熱回收效果良好，通過煙氣換熱器提高了系統性能系數。同時，在運行過程中，煙氣換熱器出口煙氣中溫不宜過低于煙氣飽和溫度，否則會因煙氣在管道中冷凝帶來大量的余熱與經濟效益損失，這一方面的自控仍需改進。