劉明濤

熱泵技術在燃機電廠的運用

劉明濤

（江蘇省電力設計院有限公司，江蘇南京211102）

針對燃機電廠天然氣加熱的應用需求，提出運用電廠工業(yè)循環(huán)水的熱泵系統(tǒng)，在加熱天然氣的同時，兼顧全廠空調制冷和加熱需求。通過對常規(guī)天然氣加熱和空調制冷加熱分別設置方式與空調制冷加熱和天然氣加熱兼顧的熱泵系統(tǒng)的初投資、運行維護費用分析，結果表明熱泵系統(tǒng)的超額投資部分回收期限為1.37a，具有明顯的技術經濟優(yōu)勢。

熱泵；燃機電廠；循環(huán)水；空調制冷加熱；天然氣加熱；技術經濟比較

0 引言

江蘇華電儀征燃機熱電聯(lián)產工程建設3×200MW級燃氣－蒸汽聯(lián)合循環(huán)熱電聯(lián)產機組，采用“西氣東輸”的天然氣，年耗氣量估算約為8.70×108m3。循環(huán)水采用帶自然通風冷卻塔的二次循環(huán)系統(tǒng)。

該工程使用西氣東輸天然氣，冬季送至廠區(qū)內的的天然氣溫度約為4～5℃。進入廠內調壓站后還需要將5.0MPa以上的天然氣減壓至燃機要求的入口壓力（約2.2MPa），減壓過程將導致天然氣溫度進一步降低。根據(jù)燃機對入口天然氣溫度在15～50℃間的要求，需要對天然氣進行加熱，天然氣加熱裝置入口溫度5℃，出口溫度要求不低于35℃。經測算天然氣加熱冬季負荷3900kW，夏季負荷3000kW。

在燃機房、汽機房和電控樓內布置集中控制室、電子設備間和電氣繼電器室，需設置空氣調節(jié)系統(tǒng)；電氣設備間夏季需設置降溫通風系統(tǒng)；化水綜合樓、檢修材料樓、辦公綜合樓等人員長期停留的場所，也需設置空氣調節(jié)系統(tǒng)以滿足運行人員對辦公生產環(huán)境的舒適度要求。根據(jù)統(tǒng)計，全廠夏季空調冷負荷3200kW，冬季空調加熱負荷1540kW。

該工程循環(huán)水采用二次循環(huán)，設置3機2塔，循環(huán)水的進塔水溫與出塔水溫全年變化見表1。

表1 電廠循環(huán)水運行工況

圖1 空調制冷加熱和天然氣加熱全年負荷曲線

1 常規(guī)方案

天然氣加熱和空調制冷從專業(yè)分工分別屬于機務和暖通專業(yè)，因此常規(guī)方案中，分別由各專業(yè)設置獨立的系統(tǒng)。天然氣加熱一般采用水浴爐加熱；空調制冷加熱一般設置集中制冷加熱站。

1.1 水浴爐加熱方案

水浴爐通過燃燒天然氣加熱熱水，利用熱水加熱天然氣。水浴爐的加熱效率一般為90%。天然氣低位熱值按33861kJ/m3計算時，對應于天然氣加熱所需負荷，天然氣耗量118.13m3/h/MW。

1.2 集中制冷加熱站

根據(jù)冷熱源機型選擇的不同，集中制冷加熱站有很多種選擇，為便于比較，本文選擇水冷冷水機組作為夏季空調系統(tǒng)的冷源、采用汽水熱交換器作為冬季空調加熱熱源。

制冷系統(tǒng)：滿足制冷負荷3200kW的要求配置。制冷機選用水冷螺桿制冷壓縮機，按3×40%容量配置，在標準工況（蒸發(fā)器進出水溫度12/7℃，冷凝器進出水溫度：30/35℃）下，單機制冷量：1210kW。按與冷水機組采用一對一配置相應的循壞水系統(tǒng)，并配置相應的輔助系統(tǒng)。

熱水系統(tǒng)：設計負荷1540kW。選用汽水換熱機組，供回水溫度55/45℃，加熱水量：132t/h，加熱蒸汽接自廠用輔助蒸汽。

2 工程實施方案

在工程設計階段，為綜合利用該工程的現(xiàn)有資源，實現(xiàn)空調系統(tǒng)、天然氣加熱系統(tǒng)的節(jié)能運行，將電廠循環(huán)水熱源、空調加熱、空調制冷、天然氣加熱等利用熱泵制冷技術整合在一個系統(tǒng)內，通過少量的高品位電能消耗，實現(xiàn)空氣熱量、循環(huán)水中的熱量、天然氣中的冷量相互轉移，相比常規(guī)的系統(tǒng)設置，可以顯著地節(jié)約電能消耗和天然氣消耗。

根據(jù)外部氣象條件和各區(qū)域空調降溫通風系統(tǒng)運行的時機，天然氣加熱與空調制冷加熱的全年冷、熱負荷曲線如圖1所示。從圖中可以發(fā)現(xiàn)，冬季由于空調加熱負荷與天然氣加熱負荷疊加，導致熱負荷明顯高于夏季空調制冷的尖峰冷負荷，夏季熱負荷僅為天然氣加熱負荷，其與空調制冷負荷相差不大?；谏鲜鲈?，在考慮制冷加熱系統(tǒng)時，按冬季尖峰熱負荷選擇熱泵設備，然后復核夏季提供的冷負荷是否滿足空調制冷的需求。

2.1 熱泵裝置的選擇

熱泵是基于逆卡諾循環(huán)原理、利用高位能使熱量從低位熱源流向高位熱源的裝置。熱泵技術避免了直接使用一次能源或電能產生高溫熱源，在提高熱能使用效率的同時，降低了一次能源的消耗，從而實現(xiàn)排放量的降低。熱泵使用的條件：低位熱源、高位熱源、轉換裝置。

低位熱源與高位熱源。熱能作為一種能量形式存在于各種介質中，當介質確定時，其熱量的大小就直接體現(xiàn)在溫度指標上。溫度越高，介質所包含的熱量也就越大，溫度越低，其包含的熱量就越小。就熱能利用而言，介質溫度與環(huán)境溫度的差值越大，其利用價值就越高，越接近環(huán)境溫度，其熱能的利用就越困難，價值也就越低；一般地將大氣環(huán)境溫度附近的熱源稱之為低位熱源，如大氣、江河湖水、地熱等；將明顯高于環(huán)境溫度，可以加以有效利用的熱源稱之為高位熱源，如冬季空調加熱系統(tǒng)的循環(huán)水供回水溫度一般為50/40℃，可用于空調通風系統(tǒng)加熱。在該工程中，工業(yè)循環(huán)水就是一個很好的低位熱源，其溫度為26～36℃，一年四季均高于大氣環(huán)境溫度，且流量很大，其蘊藏的熱量也相當巨大，如冬季循環(huán)水流量16000m3/h，若溫度降低1℃，所釋放的熱量將達到：18.58MW。

轉換裝置。熱泵系統(tǒng)的關鍵技術在于轉換裝置。目前工程中普遍使用的轉換裝置依據(jù)其驅動力可分為電力驅動的蒸氣壓縮式熱泵裝置和熱力（熱水或蒸汽）驅動的吸收式熱泵裝置。吸收式熱泵裝置又分為第一類溴化鋰熱泵和第二類溴化鋰熱泵，第一類溴化鋰熱泵以高溫熱源（蒸汽、高溫熱水、燃油、燃氣）為驅動熱源，利用15～40℃的廢熱源，將20～50℃的被加熱水加熱到50～90℃，其熱泵性能系數(shù)大約在1.5～1.7之間；二類溴化鋰熱泵使用的60～100℃的廢熱，冷卻水溫度10～40℃，輸出的熱水或蒸汽溫度可在100～150℃之間，其性能系數(shù)在0.4～0.6之間。

蒸氣壓縮式熱泵裝置的原理和系統(tǒng)構成與制冷裝置完全一樣，由壓縮機、冷凝器、節(jié)流裝置和蒸發(fā)器組成。蒸氣壓縮式熱泵根據(jù)壓縮機的種類分為渦旋式、活塞式、螺桿式和離心式等；根據(jù)壓縮機形式、蒸發(fā)溫度（低溫熱源溫度）、冷凝溫度（被加熱介質溫度）不同，蒸氣壓縮式熱泵的制冷系數(shù)見表2，相應的熱泵制熱性能系數(shù)為制冷系數(shù)+1。

表2 冷水機組的名義制冷性能系數(shù)（COP）

相同工況下的制熱系數(shù)為4.8～6.1。

熱泵裝置的選擇是決定整個系統(tǒng)運行效能的關鍵。蒸氣壓縮式熱泵的放熱系數(shù)在4.8～6.1之間，按熱值計算1kWh電能對應的標準煤量為123g，2012年，全國6000kW及以上電廠供電標準煤耗326g/kWh，供電效率為37.73%；全國電網輸電線路損失率6.62%，綜合效率為35.23%，蒸氣壓縮熱泵的放熱系數(shù)折算至一次能源的利用效率也將達到1.69～2.15；而一類吸收式熱泵機組其制冷系數(shù)在1.5～1.7之間，燃氣鍋爐平均效率一般都在90%以上，比一般大型燃煤鍋爐要高出10%～20%，折算至一次能源的利用效率為1.35～1.53（燃氣）或1.2～1.36（燃煤）?；谏鲜龇治?，該系統(tǒng)選用蒸氣壓縮式熱泵機組作為制冷制熱主機。蒸汽壓縮式熱泵中有渦旋式/活塞式、螺桿式和離心式三種形式，根據(jù)該工程的冷熱負荷和機組臺數(shù)選擇，單臺機組的容量在1200kW左右，選擇雙機頭螺桿式熱泵機組較為合適。

2.2 系統(tǒng)配置

依據(jù)該期工程3臺燃機配置實際情況，按4×33.3%配置選用螺桿式水源熱泵機組，三用一備。熱泵機組的運行工況及主要技術參數(shù)如下：

制冷取熱運行工況：蒸發(fā)器側進、出水溫度14/7℃；蒸發(fā)器側水流量147m3/h；制冷量1200kW；制取的冷水提供給空調和降溫通風系統(tǒng)；冷凝器側進出水溫度40/50℃；冷凝器側水流量132m3/h；冷凝器排熱量1540kW，熱水用于天然氣加熱。夏季運行時最大供熱量4620kW；最大供冷量3600kW；

取熱運行工況：蒸發(fā)器側進、出水溫度20/10℃；蒸發(fā)器側水流量132m3/h；蒸發(fā)器側水系統(tǒng)通過板式換熱器從水工專業(yè)的循環(huán)水取熱；冷凝器側進出水溫度40/50℃；冷凝器側水流量147m3/h；冷凝器排熱量1746kW，熱水用于天然氣加熱和冬季空調系統(tǒng)加熱。冬季和春秋季運行3套機組的最大供熱量5238kW。

蒸發(fā)制冷和吸熱系統(tǒng)。蒸發(fā)制冷系統(tǒng)由循環(huán)水泵、分集水器（包括空調末端裝置）、熱泵機組的蒸發(fā)器及定壓補水排氣裝置構成。循環(huán)水泵按與熱泵機組一一對應的原則配置。循環(huán)水泵采用變頻控制，夏季供冷時，由于供冷范圍較大，距離遠，采用工頻或接近工頻運行，以克服空調系統(tǒng)末端的阻力。吸熱系統(tǒng)由循環(huán)水泵、板式水水換熱器、熱泵機組蒸發(fā)器及定壓補水排氣裝置構成。循環(huán)水泵與制冷系統(tǒng)共用，由于只要克服板式換熱器阻力，采用變頻運行，滿足運行工況的要求。

冷凝供熱和冷卻系統(tǒng)。冷凝供熱系統(tǒng)由循環(huán)水泵、熱泵機組的冷凝器、燃氣/水熱交換器及定壓補水排氣裝置構成。循環(huán)水泵按與熱泵機組一一對應的原則配置。循環(huán)水泵采用變頻控制，夏季、春秋季天然氣加熱時，熱水回水（40℃）在冷凝器內吸收制冷劑的冷凝熱后溫度升高（50℃），送至天然氣調壓站天然氣－水換熱器內，加熱天然氣，放熱后的水經循環(huán)水泵返回冷凝器再加熱，完成熱水循環(huán)；冬季，熱水還送至空調系統(tǒng)的末端裝置，滿足空調區(qū)域冬季加熱的需求，此時由于管路長，阻力大，循環(huán)水泵以工頻或接近工頻運行。夏季，當天然氣加熱需求量較小，而空調制冷負荷需求較大時，冷凝器多余的冷凝熱就需要通過水/水換熱器排放至冷卻水中，由于只要克服板式換熱器阻力，可采用變頻運行，滿足運行工況的要求。

蒸發(fā)制冷系統(tǒng)、冷凝加熱系統(tǒng)的循環(huán)水均采用閉式循環(huán)系統(tǒng)，以保證系統(tǒng)水質。

低溫熱源系統(tǒng)。由于天然氣加熱的需要，該系統(tǒng)的年運行時間與機組的運行時間相當，其中春秋季、冬季蒸發(fā)器吸收的熱量由水工專業(yè)的循環(huán)水提供。低溫熱源系統(tǒng)由循環(huán)水泵、水水板式換熱器、熱泵機組蒸發(fā)器和管道組成。循環(huán)水泵和板式換熱器均按2×100%容量配置；板式換熱器換熱面積按冬季設計工況（熱水供回水溫度25/15℃；被加熱水側供回水溫度10/20℃）下的換熱量4500kW確定。為保證熱泵長期穩(wěn)定運行，通過板式水水換熱器實現(xiàn)蒸發(fā)器循環(huán)水（除鹽軟化水）與水工循環(huán)水的換熱。水工專業(yè)冷卻水從汽機凝汽器的回水具有較高的溫度，引入部份循環(huán)水回水，經板式換熱器加熱蒸發(fā)器側的循環(huán)水，溫度降低后的循環(huán)水可直接排入進塔水管或冷卻塔的水池。通過熱泵機組的運行，有效利用了循環(huán)水中的低品位熱量，降低天然氣加熱的運行成本。

夏季利用蒸發(fā)器的制冷能力為空調系統(tǒng)提供冷水，當天然氣加熱量小于制冷工況的冷凝器排熱時，需要補充提供冷卻水。此時既可以利用原有的取熱系統(tǒng)，向循環(huán)水放熱；當水工專業(yè)的循環(huán)水系統(tǒng)停止運行時，通過設置在循環(huán)水泵房的循環(huán)水泵（性能參數(shù)和配置方式與上述取熱水泵一致）從水工自然通風冷卻塔積水池抽取部分經冷卻后的水，提供板式水水換熱器冷卻冷凝側的循環(huán)水，保證空調系統(tǒng)的制冷需求。

末端配置?？照{制冷加熱系統(tǒng)的末端配置與常規(guī)方案是一致的，所不同的是天然氣加熱裝置。在采用熱水加熱時，需要在天然氣調壓站設置天然氣/水換熱裝置。為保證天然氣入口參數(shù)要求，該工程按2×100%配置2套全進口的氣水換熱裝置。

2.3 系統(tǒng)運行

常規(guī)空調熱泵系統(tǒng)通過設置四通閥實現(xiàn)制冷/加熱的轉換。加熱負荷與制冷負荷是不會同時存在的，制冷季節(jié)沒有熱負荷存在，供熱季節(jié)沒有冷負荷存在，因此空調熱泵系統(tǒng)的循環(huán)水系統(tǒng)在制冷季節(jié)是進入蒸發(fā)器冷卻降溫的，而在冬季供熱季節(jié)是進入冷凝器吸熱升溫的，為了減少系統(tǒng)切換導致外部管路接管復雜化，熱泵制造商一般在熱泵內部設置四通閥，通過改變冷媒流向實現(xiàn)冬夏季冷凝器和蒸發(fā)器功能的切換。

該工程天然氣加熱需求是全年性的，空調制冷主要是夏季需要，空調加熱是冬季需求，；因此該工程的空調冷水循環(huán)管路夏季是在蒸發(fā)器放熱降溫的，冬季則需要在外部切換至冷凝器吸熱升溫，而天然氣加熱循環(huán)水系統(tǒng)則一年四季均需從冷凝器側吸熱升溫。綜上所述，該系統(tǒng)熱泵裝置全年采用熱泵運行工況，所不同的是蒸發(fā)器的進出口溫度需要根據(jù)空調系統(tǒng)制冷需求在夏季進行調整。

3 技術經濟比較

為驗證熱泵加熱技術的經濟性，將常規(guī)空調制冷加熱、天然氣加熱分開設置的系統(tǒng)與兩者綜合設置的熱泵系統(tǒng)從初投資和運行維護費用方面進行技術經濟比較。

為了統(tǒng)一比較標準，設定下列比較參數(shù)：

（1）年運行小時數(shù)：5500h。按全年365d計算，平均每天運行15h。

（2）能源費用：設備運行的廠用電價格：0.606元/kWh，使用蒸汽時的供熱價格：56元/GJ，折合蒸汽量價格：168元/t，天然氣價格：2.26元/m3。

（3）設備運行維護費。按設備投資價格的10%估列。

（4）比較范圍：集中制冷加熱站范圍內的常規(guī)方案與熱泵方案之間設備和電控設備及其運行費用。土建費用、管道、末端裝置等費用兩者相等，不參與比較。

3.1 初投資分析

兩種方案對應的設備投資見表3。

3.2 運行維護費用分析

該工程1～12月的空調制冷加熱負荷統(tǒng)計見表4。

為了簡化分析，采用能效比的方法進行能耗計算。

3.2.1 常規(guī)天然氣加熱和空調制冷加熱分別設置方案

空調制冷系統(tǒng)：按系統(tǒng)配置單元其COP為單臺冷水機組制冷功率與制冷機組循環(huán)水泵冷卻塔等輸入功率之比，其中：制冷機組制冷功率：1210kW，輸入功率390kW，配套冷水循環(huán)泵55kW，冷卻水循環(huán)泵30kW，冷卻塔5.5kW；據(jù)此分析，其制冷COP為2.52。按每天運行15h計算，空調制冷站年運行耗電量246.67萬kWh，按上網電價0.606元/kWh計算，約149.48萬元。

空調加熱系統(tǒng)使用整體式汽水換熱機組，循環(huán)水泵耗電量22kW，換熱量1480kW的換熱機組耗氣量約2.52t/h。蒸汽量按換熱負荷推算為1.70t/h/MW，全年空調系統(tǒng)加熱耗蒸汽量3460t，蒸汽單價168元/t，約58.1萬元；換熱機組耗電量4.14萬kWh，按上網電價0.606元/kWh計算，約2.51萬元。

天然氣加熱采用水浴爐加熱，燃燒天然氣。水浴爐加熱效率按90%計算，天然氣低位熱值33861kJ/m3，單位加熱量天然氣耗量118.13m3/h/MW。年耗天然氣總量230.11萬m3，天然氣價格按2.26元/m3計算，約520.06萬元。

表3 兩種空調加熱制冷與天然氣加熱方案設備初投資比較

表4 該工程全年空調負荷和天然氣加熱負荷統(tǒng)計

綜合空調制冷運行費用149.48萬元、空調加熱蒸汽費用58.1萬元，電費2.51萬元；天然氣加熱費用520.06萬元；合計730.15萬元。

3.2.2 熱泵加熱方案（空調制冷加熱與天然加熱共用）運行費用

該方案主要能耗是電力，按單元機組計算，分供冷取熱和純取熱兩種工況計算。

制冷取熱工況：熱泵機組制冷功率1200kW，制熱功率1540kW，輸入功率340kW，配套冷水循環(huán)泵45kW，冷卻水循環(huán)泵45kW，冷卻水水源水泵45kW，合計輸入功率475kW，制冷COP為2.53；供熱EER為3.24。

純供熱工況：熱泵供熱功率：制熱功率1746kW，輸入功率346kW，配套冷水循環(huán)泵（變頻運行）30kW，冷卻水循環(huán)泵45kW，冷卻水水源水泵45kW，合計輸入功率466kW，供熱EER為3.75。

綜合計算全年電耗714.89萬kWh，上網電價0.606元/kWh，約394.5萬元。

3.3 綜合經濟分析

為了比較方案的技術經濟性，設定兩個方案運行人員的配置相同，即與人員相關的費用不參與分析，得到兩個方案的技術經濟對比見表5。

從表中計算結果可以發(fā)現(xiàn)，采用熱泵技術，兼顧天然氣加熱和空調制冷加熱系統(tǒng)設置方案，總體上增加了一臺熱泵裝置、天然氣/水熱交換器以及變頻控制裝置和電動控制閥門等，系統(tǒng)總投資增加了58.54%，但在運行方面，由于熱泵技術的供熱EER達到3.75，使得常年運行的天然氣加熱系統(tǒng)的運行費用顯著降低，同時在供冷季節(jié)，熱泵機組一機二用，將天然氣提供的冷源轉移到空調用冷或者將空調系統(tǒng)的排熱轉移給天然氣加熱，節(jié)約了空調制冷的費用。通過運行維護費用的降低，超額投資的回收期僅為1.37a，熱泵加熱技術聯(lián)合系統(tǒng)的技術經濟優(yōu)勢非常顯著。

表5 空調加熱與天然氣加熱分設方案與熱泵方案技術經濟性比較

4 結語

從一次能源轉換效率分析，蒸氣壓縮式熱泵技術的綜合能效比為1.69～2.15，而一類吸收式熱泵機組的能效比為1.35～1.53（燃氣）/1.2～1.36（燃煤），在沒有工業(yè)廢熱可用時，蒸氣壓縮式熱泵是優(yōu)選的熱泵形式。

通過對燃機電廠空調系統(tǒng)制冷加熱和天然氣加熱方式的分析，在有天然氣加熱要求的燃機電廠，與傳統(tǒng)的水浴爐加熱天然氣方式相比，采用循環(huán)水為熱源的熱泵加熱方式，有明顯的技術經濟優(yōu)勢，隨著天然氣價格的上漲，熱泵加熱經濟優(yōu)勢將愈加顯著。

[1]GB50189-2005，公共建筑節(jié)能設計標準[S].

[2]陸耀慶，等.實用供熱空調設計手冊[M].2版.北京：中國建筑工業(yè)出版社，2008.

Aplication of Heat Pump Technology in Gas Turbine Power Plant

LIU Ming-tao
（Jiangsu Electric Power Design Institute Co.，Ltd，Nanjing 211102，China）

A heat pump heating system，using circulating water of power plant，was proposed to heat natural gas for gas turbine plant.This heat pump system can satisfy the cooling and heating demands of air conditioning system for power plant at the same time.Compared to respectively set up coventional natural gas heating station and air conditioning refrigeration heating station，the excess investment of heating pump system recovery period is 1.37 years from the analysis of initial investment，operation and maintenance cost.Heat pump technology used in gas turbine plant has obvious economic advantages.

hea pump；gas turbine power plants；circulating water；air conditioning refrigeration and heating；natural gas heating；comparison of technical and economic

10.3969/J.ISSN.2095-3429.2015.01.017

TU831

B

2095-3429（2015）01-0071-06

2014-11-24

修回日期：2015-02-25

劉明濤（1966-），男，江蘇靖江人，碩士，高級工程師，從事火力發(fā)電廠及變電所暖通空調系統(tǒng)設計。