0 引言
余热发电系统由余热锅炉、汽轮机组、发电机组、水处理系统、循环水系统和控制系统组成。为了充分利用水泥生产过程中产生的余热,在水泥窑窑尾预热器废气出口管道或者窑头篦冷机中段取风口设置窑尾余热锅炉和窑头锅炉,利用窑尾和窑头的废气余热加热余热锅炉给水,产生的蒸汽进入汽轮机膨胀做功,经汽轮机做功后的乏汽进入凝汽器冷凝成凝结水后,由凝结水泵依次送至轴封加热器、除氧器,再由锅炉给水泵将除氧后的冷凝水和补充水直接送至窑头锅炉,完成一次朗肯循环。
1 余热发电站冷凝方式
水泥窑余热纯低温发电蒸汽冷凝方式通常有水冷冷凝、空冷冷凝和蒸发式冷凝三种,其中水冷冷凝方式适用于水资源丰富的地区,空冷冷凝则相反,适用于水资源匮乏的地区,而蒸发式冷凝目前使用案例相对较少,与前两种冷凝方式对比具有其独特优势。
1.1 水冷冷凝方式
水泥余热发电站水冷冷凝系统主要包括凝汽器和冷却塔（机力通风冷却塔）,其工艺流程如下：汽轮机的乏汽通过表面式凝汽器冷凝放热,冷凝为凝结水,经处理后由凝结水泵送回窑尾余热锅炉和窑头锅炉。循环冷却水经过表面式凝汽器的管程,吸收热量后温度升高,经循环水泵送入机力通风冷却塔,将其冷却。汽轮机的乏汽是靠循环水的温升带走热量,整个换热过程经过两次换热完成。系统原理如图1所示。第一次是完成做功的汽轮机乏汽通过凝汽器与循环水进行表面式换热,第二次是吸热后的循环水在冷却塔内进行蒸发换热。经过两次换热,总传热系数较低,且由于循环水泵功率较大,因此需要消耗大量的电能,同时还消耗大量水（补充水）。循环水通过泵、管网运输获取,水泵安装布置受空间限制,且由于循环水与外界空气直接接触,凝汽器需要采取预防结垢及清垢措施,维护费用高[5]。
Fig. 1 Schematic diagram of water-cooling condensation system图1 水冷冷凝系统原理图 |
1.2 空冷冷凝方式
空气冷却系统是一种以节水为目的的电厂冷却技术,以空气作为冷却介质,汽轮机的排汽直接进入空冷凝汽器经空气冷凝,空气与蒸汽进行热交换,所需的冷却空气通过机械通风方式提供,其冷凝水由凝结水泵排入汽轮机组的回热系统。系统原理如图2所示。
Fig. 2 Schematic diagram of direct air-cooling system图2 直接空冷系统原理图 |
空冷技术较常规水冷技术耗水量小,能够节约大量水资源,在缺水严重的地区有很强的节水优势[6]。但是由于空气比热比水小很多,且空气侧换热系数低,因此空冷器需要较大的换热面积,造成设备体积庞大,且需要空旷的空间布置。此外,空冷器冷却效果取决于空气的干球温度,冬季和夏季的冷凝背压差异很大,容易使得夏季汽轮机出力不足;其冷却效果比水冷和蒸发式冷凝限制更大,容易受到环境气温、雨雪和大风天气的影响。
1.3 蒸发式冷凝方式
蒸发式凝汽冷却系统采用一次换热直接冷凝,是一种将凝汽器、通风塔、冷却水循环系统集合在一起的湿冷系统。蒸发式冷却器系统的工艺流程为：循环冷却水在换热管束表面布满水膜,汽轮机排汽通过排汽管道进入蒸发式凝汽器的换热管束内,通过换热管外水膜的蒸发带走热量,使管内蒸汽得以凝结成水,由凝结水泵送回汽轮机回热系统。汽轮机的排汽是靠换热管外水膜的蒸发带走热量,为潜热换热,整个换热过程经过一次换热。蒸发式凝汽冷却系统乏汽冷凝极限温度为环境湿球温度。系统原理如图3所示。
Fig. 3 Schematic diagram of evaporative condensation cooling system图3 蒸发式冷凝冷却系统原理图 |
空冷式系统虽然不用水源,但需要消耗更多的功耗,水冷系统中1 kg水只能带走16.7 ~ 25.1 kJ的热量,而1 kg水在常压下蒸发能带走约2 400 kJ的热量,因此蒸发冷却器在气候干燥且缺水的地区节水效果更为显著[9]。
2 应用案例
2.1 项目情况
工程地址位于福建省龙岩市某水泥生产企业。汽轮机额定参数如表1所示。气象条件设计为年平均温度20 ℃,相对湿度76%。
Table 1 Turbine rating parameters表1 汽轮机额定参数 |
| 参数 | 数值 |
|---|---|
| 汽轮机功率/MW | 12 |
| 排汽量/(t/h) | 55 |
| 抽汽量/(t/h) | 15.3 |
| 夏季排汽压力/kPa | 8 000 |
| 冬季排汽压力/kPa | 7 000 |
为了充分利用水泥生产过程余热,福建省龙岩某水泥生产厂建设了9 MW和12 MW的纯低温余热发电站,机组年运行时间约为7 200 h,年发电量约为56.37 GW∙h和66.01 GW∙h。其电站的电力全部回用于本项目水泥熟料生产,同步建设脱硝系统。较好地利用了余热余能,有利于节能降耗。以下以12 MW纯低温余热发电机组为案例进行说明,其实物图如图4所示。
Fig. 4 Physical picture of pure low temperature waste heat generator set图4 纯低温余热发电机组实物图 |
汽轮机排出的乏汽进入表面式凝汽器（见图5）冷凝成冷凝液,通常凝汽器设置在汽轮机的正下方合适位置,由壳体、管束、热井和水室等组成,乏汽走壳程,冷却水走管程。由于凝汽器/机力通风冷却塔的冷却方式中循环冷却水与空气直接接触,冷却水水质较差,因此凝汽器容易产生污垢,需要定期清洗,否则会显著影响其换热性能。
Fig. 5 Physical picture of the condenser图5 凝汽器实物图 |
从凝汽器吸热升温后的循环冷却水通过机力通风冷却塔（见图6）进行散热,把热量传递给空气。由于凝汽器与冷却塔的距离较远且所需循环水量较大,因此需要配备大功率水泵以确保凝汽器背压满足发电的要求,该项目配备循环水泵单台功率为200 kW,一用一备;另外,由于机力通风冷却塔需要很大的空气流通量,因此配备的轴流风机功率也较大,达到75 kW/台,一共需要3台。
Fig. 6 Physical picture of mechanical ventilation cooling tower图6 机力通风冷却塔实物图 |
2.2 项目耗能情况
该项目乏汽冷凝系统主要由凝汽器和机力通风冷却塔设备组成,其中配备的循环冷却水水泵和轴流风机运行需要消耗大量电能,机力通风冷却塔散热需要补充大量水,详情见表2。
Table 2 Energy dissipation of exhaust steam condensing system in waste heat power station表2 余热发电站乏汽冷凝系统耗能情况 |
| 参数 | 数值 |
|---|---|
| 水泵功率/kW | 200 |
| 风机功率/kW | 75 × 3 |
| 总运行功率/kW | 425 |
| 循环水量/(m3/h) | 5 000 |
| 循环水补水量/(m3/h) | 84.4（53） |
| 蒸发损失水量/(m3/h) | 67.5（41.8） |
| 风吹损失水量/(m3/h) | 4.5 |
| 排污损失水量/(m3/h) | 12.4（6.7） |
注：表中括号数值为冬季耗水量。 |
由表2显而易见,该凝汽器/机力通风冷却塔耗电量和耗水量较大,尤其在缺水地区很难达到限制用水量的要求,因此具有较大的节能潜力。
2.3 蒸发式冷凝技术的应用
蒸发式凝汽器是利用喷淋到换热盘管外表面的水膜蒸发（由引风机产生的强制对流空气将其吸纳、排出）吸收管内流体热量,使管内蒸汽得以冷凝的一种高效节能的换热设备。相较于传统的湿冷系统,其投资费用及运行费用均较低,同时可完全达到传统湿冷系统的冷却效果。
根据计算,本工程配备三套蒸发式凝汽器。可根据机组运行方案调整运行的台数。额定工况（环境干球温度20 ℃,相对湿度76%）下,设计气象条件汽轮机背压为8 kPa,汽轮机全年运行背压范围为6.5 ~ 10.8 kPa。
（1）循环水泵方案：三套蒸发式凝汽器的循环冷却水为集中供水,循环水池设置在蒸发式凝汽器平台下方。总循环水量为4 280 t/h,配置20台水泵,每台水泵功率为5.5 kW。
（2）风机方案：三套蒸发式凝汽器的风机采用轴流风机,单台风机风量70 000 m3/h,机外余压200 Pa,单台功率5.5 kW,一共配置了36台,总功率198 kW。
相同条件下,采用凝汽器/机力通风冷却塔与蒸发式凝汽器方案,其运行消耗电能对比分析见表3。
Table 3 Comparison of power consumption of two exhaust steam condensing methods 单位：kW |
| 冷凝方式 | 水泵功率 | 风机功率 | 总运行功率 |
|---|---|---|---|
| 凝汽器/机力通风冷却塔 | 200 | 225 | 425 |
| 蒸发式凝汽器 | 110 | 198 | 308 |
由表3可以看出,采用蒸发式凝汽器方案替代原凝汽器/机力通风冷却塔方案后,水泵功率可以减少45%,风机功率可以减少12%,总运行功率减少27.5%。
表4为在相同条件下采用凝汽器/机力通风冷却塔与蒸发式凝汽器方案耗水量对比。
Table 4 Comparison of water consumption of two exhaust steam condensing methods 单位：m3/h |
| 冷凝方式 | 蒸发损失水量 | 风吹损失水量 | 排污损失水量 | 循环水补水量 |
|---|---|---|---|---|
| 凝汽器/机力通风冷却塔 | 67.5（41.8） | 4.5 | 12.4（6.7） | 84.4（53.0） |
| 蒸发式凝汽器 | 59.1（25.0） | 3.8 | 7.1（5.2） | 70.0（34.0） |
注：表中括号数值为冬季耗水量。 |
由表4可以看出,采用蒸发式凝汽器方案替代原凝汽器/机力通风冷却塔方案后,蒸发损失水量减少了12.4%（冬季减少了40.2%）,风吹损失水量减少了15.6%,排污损失水量减少了42.7%（冬季减少了22.4%）,总循环补水量减少了17.1%（冬季减少了35.8%）。由于蒸发式凝汽器喷淋水只是喷淋在换热器表面,因此对其水质要求不高,可以利用水泥厂产生的中水作为冷却水使用,浓缩倍数通常只有达到6 ~ 8才需要排污换水。
2.4 节能减排效果分析
改造完成后,冷却系统总运行功率由原来的425 kW（P'）下降到308 kW（P''）,年运行时间t为7 200 h,每年节能量Wj为：
${{W}_{\text{j}}}=\left( {P}'-{P}'' \right)\times t=842.4\text{MW}\cdot \text{h}$ (1)
换算成电费约为：
${{F}_{\text{j}}}={{W}_{\text{j}}}\times R=50.54$万元 (2)
式中：R为电费单价,按0.6元/kW∙h计算。
相对于传统的凝汽系统,采用蒸发式凝汽器的凝汽温度比传统凝汽温度低3 ~ 5 ℃以上,相应凝汽压力变低,按在进汽温度不变的情况下汽轮机排汽温度每降低10 ℃,机组的热效率增加3.5%计算,预计可以提高机组发电效率2%以上。
年新增发电量Wn为：
${{W}_{\text{n}}}=P\times \mu \times t=1728\text{MW}\cdot \text{h}$ (3)
式中：P为装机容量,MW;$\mu $为发电效率增加率。
若每度电按0.58元上网电价（R'）计算,年度可增加经济收入为：
${{F}_{\text{n}}}={{W}_{\text{n}}}\times {R}'=\text{100}\text{.22}$万元 (4)
年CO2减排量G为：
$G={{W}_{\text{n}}}\times C=691.2\text{t}$ (5)
式中：C为单位发电量CO2排放量,g/(kW∙h)。
由于蒸发式凝汽器的循环水量小,因此循环水的飘逸损失小;蒸发式凝汽器的冷却循环水在换热管外循环,不易结垢,循环水的浓缩倍率高,因此循环水的排污损失小。综合以上两种因素,蒸发式凝汽器比机力塔凝汽器系统更加节水。补水量按夏季及过渡季节计算,每年节水量Vs约为：
${{V}_{\text{s}}}=\left( {H}'-{H}'' \right)\times t=\text{1}\text{.037}\times {{10}^{5}}{{\text{m}}^{\text{3}}}$ (6)
式中：H' 为原机力塔凝汽器系统耗水量,m3/h;H'' 为蒸发式凝汽器耗水量,m3/h。
换算成水费约为：
${{F}_{\text{s}}}={{V}_{\text{s}}}\times L=31.11$万元 (7)
式中：L为水费单价,按3元/m3计算。
项目改造完成后全年经济效益为：
$F\text{=}{{F}_{\text{j}}}+{{F}_{\text{n}}}+{{F}_{\text{s}}}\text{=}\text{181}\text{.87}$万元 (8)
3 结论
蒸发式凝汽器系统无需大功率循环水泵和风机等部件,占地面积小,对水质要求不高,节约水处理费用;系统总体功耗比机力通风冷却塔冷却系统降低27.5%左右,耗水量约为传统湿冷系统的82.9%,节水效果显著,运行维护费用较低。
凝汽器/机力通风冷却塔改为蒸发式凝汽器方案后,每年节约电量842.4 MW∙h,节约电费约为50.54万元;每年新增发电量1 728 MW∙h,可增加经济收入约为100.22万元;每年节约水量10.37万立方米,换算成水费约为31.11万元。项目改造完成后每年经济效益约为181.87万元。
项目改造完成后,每年可减少CO2排放量691.2 t,考虑到目前市面上仍存在大量的凝汽器/机力通风冷却塔设备,如能进行大量改造,对节能减碳具有非常重要的意义,可对“碳达峰、碳中和”双碳目标的实现提供重要推动力。
