董益華，羅海華，陳云菲，沈 強，習 超，張后雷

（1.浙江浙能技術(shù)研究院有限公司，杭州 311100；2.浙江浙能嘉興發(fā)電有限公司，浙江嘉興 314000；3.南京理工大學，南京 210094）

0 引言

燃機熱電聯(lián)產(chǎn)機組是城市供熱供電的一種重要方式，我國目前燃機熱電聯(lián)產(chǎn)機組由于供汽受限、氣價高，發(fā)電成本高導致運行時數(shù)較低，且通常采用晝開夜停方式。此外，隨著可再生能源發(fā)電（光伏、風能等）的快速發(fā)展，電網(wǎng)為了吸納更多的可再生能源電力，希望降低化石能源發(fā)電機組供電負荷［1］。本文主要討論高溫供熱（供汽），由于供熱通常需要連續(xù)運行，且聯(lián)產(chǎn)機組供熱供電能力互相耦合，因此燃機停機或低負荷供電時，供熱負荷將無法滿足用戶需求。為了解決上述問題，常規(guī)做法是在燃機停機時通過燃氣鍋爐對外供汽。事實上，燃機機組在白天通常不會到達滿負荷運行（我國很多機組負荷率在70%左右），因此一種替代方法是引入蓄熱技術(shù)，白天燃機運行時蓄熱，夜間燃機停機時釋熱產(chǎn)汽，從而實現(xiàn)所謂“熱電解耦”。雖然蓄熱在太陽能高溫光熱發(fā)電系統(tǒng)中是一種成熟應用［2］，但在采用化石燃料的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中只有少量研究，且主要集中于燃煤聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)［3-5］。壽青云等［6］介紹了日本新宿Park Tower大樓利用燃機熱電聯(lián)產(chǎn)排熱進行區(qū)域供冷供熱的工程案例。Johnson等［7］介紹了德國政府資助的一個采用瓦斯氣為燃料和硝酸鈉潛熱蓄熱的燃機熱電聯(lián)產(chǎn)項目（TESIN），其蓄熱量為1.5 MW·h，供汽參數(shù)為 0.25 MPa、300 ℃，該項目的實際運行情況未見報道。

本文提出用于高溫供汽的燃機熱電聯(lián)產(chǎn)機組熔鹽蓄熱系統(tǒng)，通過熱力學分析研究其在3種運行模式下的熱力特性，為蓄熱系統(tǒng)設計提供理論依據(jù)。

1 蓄熱系統(tǒng)構(gòu)成

用于高溫供汽的燃機熱電聯(lián)產(chǎn)機組蓄熱系統(tǒng)有3種模式，每種模式都由蓄熱循環(huán)和釋熱循環(huán)組成，對應的蓄熱時間為tc、釋熱時間為td，其流程見圖1。模式一為單級熔鹽蓄熱系統(tǒng)，其流程如圖1（a）所示，其工作過程為：白天，燃機運行時，部分高溫煙氣（狀態(tài)1）通過煙鹽換熱器加熱冷鹽罐來的熔鹽（TL），加熱后的熱鹽（TH）送入熱鹽罐儲存，煙鹽換熱器出口煙氣（狀態(tài)2，3，4）全部引回燃機系統(tǒng)繼續(xù)利用。夜間，燃機停機時，高溫熔鹽TH（狀態(tài)18）依次通過過熱器、蒸發(fā)器和預熱器加熱給水（狀態(tài)10），給水系由常溫常壓（狀態(tài)9）升壓而得，加熱產(chǎn)生用戶所需的高溫高壓過熱蒸汽（狀態(tài)13），預熱器出口的冷鹽TL（狀態(tài)21）輸回冷鹽罐。模式二為常壓儲水雙級蓄熱系統(tǒng)，其流程如圖1（b）所示，其工作過程為：白天，高溫煙氣（狀態(tài)1）通過煙鹽換熱器后（狀態(tài)2），部分煙氣（狀態(tài)3）引回燃機系統(tǒng)，其他部分（狀態(tài)4）繼續(xù)流經(jīng)煙水換熱器預熱給水（狀態(tài)7），加熱后的水（狀態(tài)8）送入常壓儲水罐儲存，最終的排煙（狀態(tài)5）接入燃機系統(tǒng)的煙囪。夜間，TH加熱常壓儲水罐給水（狀態(tài)9），產(chǎn)生用戶所需的高溫高壓過熱蒸汽（狀態(tài)13）。需要說明的是，為保證常壓儲水罐內(nèi)水始終呈液態(tài)，水溫需低于100 ℃，若煙氣從狀態(tài)2全部引入煙水換熱器，則常壓儲水罐入口（狀態(tài)8）溫度將高于沸點溫度，故煙水換熱器只能引入一部分煙氣（狀態(tài)4）作為熱流體，另一部分煙氣（狀態(tài)3）需引回燃機系統(tǒng)。若將狀態(tài)2處的煙氣全部引入煙水換熱器預熱給水，可采用模式三。模式三為加壓儲水雙級蓄熱系統(tǒng)，其流程如圖1（c）所示，其工作過程與模式類二似，區(qū)別在于，模式三采用加壓儲水罐，所有的狀態(tài)2（3，4）點的煙氣均流經(jīng)煙水換熱器預熱給水。

圖1 燃機熱電聯(lián)產(chǎn)蓄熱系統(tǒng)流程

本文采用商業(yè)上成熟的三元硝酸鹽（Hitec鹽）作為蓄熱介質(zhì)，其凝固溫度為142 ℃，上限工作溫度一般不超過535 ℃。計算分析時采用的額定工況為：tc和td分別為14，10 h，供汽壓力P13和供汽溫度T13分別為1.7 MPa和260 ℃，供汽量（狀態(tài)點13）為 1.0×105kg/h，燃氣排煙溫度 T1為 604 ℃。

2 計算模型

在循環(huán)分析時，忽略設備和管路熱損失及流阻損失，熱力學第一定律效率ηI為：

式中 Qtotal——循環(huán)總蓄（釋）熱量；

熱水泵的耗功為：

ΔP ——壓降；

ρ ——水的密度；

ηP——泵的總效率，ηP=0.7。

總的蓄熱量或釋熱量為：

換熱器的能量方程為：

k ——下標，換熱器 A，B，D，E 和 F；

h ——比焓；

h，c ——下標，熱側(cè)和冷側(cè)；

i，o ——下標，入口和出口。

第二定律效率（即?效率）ηII為：

式中 T0——環(huán)境溫度，K，T0=298 K。

模式一中Exc為：

模式二中Exc為：

模式三中Exc為：

總熵產(chǎn)為：

其中

式中 Sgc——蓄熱循環(huán)總熵產(chǎn)；

Sgd——釋熱循環(huán)總熵產(chǎn)；

換熱器的熵產(chǎn)率為：

式中 s —比熵。

熱水泵的熵產(chǎn)率為：

使用 EES（Engineering Equation Solver） 軟件編程求解循環(huán)分析模型，其中熔鹽物性與溫度相關(guān)，其數(shù)據(jù)取自文獻［8］，水的物性由EES直接查取，煙氣的物性根據(jù)給定的煙氣成分按照理想氣體混合物計算得到，本文假設煙氣成分（質(zhì)量分數(shù)）為：9.33% CO2、0.37% O2、71.63% N2、18.67% H2O。分析時假定額定工況為T1=604 ℃，T2=200 ℃，T5=100 ℃，TH=420 ℃，TL=190 ℃。

3 結(jié)果與討論

3.1 模式一

表1是模式一在額定工況下的熱力學分析結(jié)果：4個換熱器中，煙鹽換熱器傳熱率、蒸發(fā)器傳熱率較大，過熱器傳熱率最??；同時煙鹽換熱器熵產(chǎn)率和蒸發(fā)器熵產(chǎn)率也明顯高于其他設備，熱水泵熵產(chǎn)率最小。第一定律效率ηI接近于 1，而?效率ηII明顯小于ηI。

表1 模式一額定工況計算結(jié)果

煙溫T1對模式一性能的影響如圖2所示。

圖2 T1對模式一性能的影響

從圖 2（a）可見，隨著 T1增大，ηI不變，ηII減小；從圖2（b）可看出，隨著T1增大，總熵產(chǎn)Sgtotal增大，其中增大，不變。事實上，T1越大，?值越高，蓄熱系統(tǒng)的代價越大，在應用時應盡量采用較低的T1，高溫煙氣應盡可能用于與之匹配的高溫需求。

煙溫T2對模式一性能的影響如圖3所示。從圖3（a）可看出，隨著 T2增大，ηI不變，ηII減??；從圖3（b）可看出，隨著T2增大，總熵產(chǎn)Sgtotal增大，其中增大，不變。

圖3 T2對模式一性能的影響

由于熱鹽罐溫度TH是蓄熱系統(tǒng)的內(nèi)部參數(shù)，而ηI和ηII取決于蓄熱系統(tǒng)總的輸入輸出參數(shù)，因此TH對ηI和ηII無影響，但TH會影響不可逆損失在系統(tǒng)內(nèi)的分配。從圖4（a）可看出，隨著TH升高，Sgtotal不變，顯著下降，顯著增大，，輕微增大，不變。這主要是因為隨著TH升高，換熱器傳熱溫差變化所致。從圖4（b）可看出，隨著TH升高，儲熱密度增大，因而蓄熱段熔鹽質(zhì)量流率、釋熱段熔鹽質(zhì)量流率和熔鹽質(zhì)量Msalt均減小，這意味著熔鹽泵容量和熔鹽罐尺寸減小，相應的設備成本和熔鹽成本減少；同時煙鹽換熱器傳熱溫差減小，其換熱面積需求增大，設備成本增加；此外，過熱器、蒸發(fā)器和預熱器傳熱溫差會有不同程度的增加，其換熱面積需求減小。由上述分析可知，TH是影響系統(tǒng)內(nèi)不可逆損失分配和設備設計的關(guān)鍵參數(shù)，實際選擇時需要權(quán)衡。

圖4 TH對模式一性能的影響

對模式一而言，圖1（a）中狀態(tài)20和11之間的溫差稱為夾點溫差，為了有效傳熱，該夾點溫差不能過低，即TL不能過低，同時為了避免熔鹽凝固，應保證充分的設計余量（即TL與凝固溫度之差），因而TL的下限應由夾點溫差ΔT20-11和凝固溫度共同確定。按照額定工況得到的夾點溫差ΔT20-11=41.2 ℃，如圖 5所示。

圖5 模式一的夾點溫差（ΔT20-11=41.2 ℃）

如果假設在額定工況下，夾點溫差最小值為ΔT20-11=5 ℃，與之對應的TL為145 ℃。在額定工況下，TL取190 ℃，高于下限溫度，并有充分的設計余量，同時對應的圖1（a）中狀態(tài)2和狀態(tài)15的煙鹽換熱器冷端溫差ΔT2-15為10 ℃，也可接受，因此TL取190 ℃是合理的選擇。

3.2 模式二

相比于模式一，模式二增設了煙水換熱器和常壓儲水罐，形成鹽-水雙級蓄熱，可將煙溫T2進一步降低，充分利用煙氣能量。模式二采用環(huán)境參數(shù)給水（給水溫度T6=25 ℃），為保證常壓儲水罐內(nèi)水始終為液態(tài)，取其溫度T8為85 ℃，模式二在額定工況下的性能見表2。由表2可知，煙氣流量中約有42%的煙氣流入煙水換熱器，與模式一相比，由于煙氣焓降更大，在供汽量相同時，所需和熔鹽質(zhì)量Msalt均減小，總熵產(chǎn)Sgtotal也有較明顯減小。與模式一相比，模式二的ηI不變，ηII略高。

表2 模式二額定工況計算結(jié)果

T1對模式二性能的影響見圖6，所示規(guī)律與圖2類似，但由于預熱器水側(cè)入口溫度T10不同，在具體數(shù)值上存在差異。

圖6 T1對模式二性能的影響

T2對模式二性能的影響如圖7所示。從圖7（a）可看出，隨著T2增大，ηI基本不變，ηII降低；從圖 7（b）可看出，隨著T2升高，Sgtotal增大，其中顯著增大，略有增大，其他換熱器熵產(chǎn)率不變。

圖7 T2對模式二性能的影響

TH和TL對模式二的影響與對模式一的影響類似，即對ηI和ηII無影響，但影響不可逆性的分配以及換熱器和熔鹽罐的設計、熔鹽泵的選型以及熔鹽質(zhì)量，不再贅述。

在額定工況下，當ΔT2-15=5 ℃時，對應的TL為167.5 ℃，此值為TL取值的下限，TL取190 ℃是合理的，且可在一定范圍內(nèi)選擇，但可選范圍與模式一不同。

3.3 模式三

模式三與模式二的區(qū)別之處在于，將常壓儲水箱替換為加壓儲水箱（0.7 MPa），此時儲水溫度可更高，從而所有煙氣流量均可流經(jīng)煙水換熱器，假設 T5=100 ℃，T6=25 ℃，P8=0.7 MPa，可得模式三在額定工況下的性能，見表3。在供汽量相同的情況下，模式三比模式二的Sgtotal減少了13.3%，ηII相應增大。需要說明的是，模式三采用的加壓水箱的成本顯著高于常壓水箱，這是其缺點。

表3 模式三額定工況計算結(jié)果

T1，T2，TH和TL對模式三的影響與其他模式類似，不再贅述。以下對夾點溫差做簡單分析：對于模式三，在額定工況下，當ΔT20-11=5 ℃時，對應的TL為189.2 ℃，此值為TL取值的下限；當ΔT2-15=10 ℃時，對應的TL=190 ℃，故TL選擇190 ℃是合理的，但也幾乎沒有變化范圍。

需要補充的是，對于模式三，夾點溫差還會影響T1和T2的取值范圍。若降低T1，煙鹽換熱器傳熱率占比減小，煙水換熱器傳熱率占比增大，加壓水箱入口水溫T8升高，為了保證水箱內(nèi)水為液態(tài)，則水壓P8需提高，由于預熱器入口溫度T10上升，夾點溫差ΔT20-11減小，如設定ΔT20-11=5 ℃時，對應的 T1為 595.5 ℃，即 T1最低取 595.5 ℃。

同理，若升高T2，占比減小，占比增大，T8，P8升高，ΔT20-11減小，當 ΔT20-11=5 ℃時，對應的T2為 201.8 ℃，即 T2最高取 201.8 ℃；若降低 T2，則增大、減小，ΔT20-11增大，但考慮到 ΔT2-15的設計要求，當ΔT2-15=10 ℃時，對應的T2為200 ℃，即 T2最低取 200 ℃；綜合起來，T2取值范圍為200～201.8 ℃。從對模式三的分析來看，雖然狀態(tài)2點的煙氣能全部用于預熱給水，但參數(shù)間相互制約較強，參數(shù)可變范圍較窄，不利于調(diào)節(jié)。

綜合而言，在額定工況下，模式三?效率最高，而模式一最低，模式三的缺點是需要采用高壓儲水箱，且參數(shù)調(diào)節(jié)能力較差，因此從實用角度看，模式二較為合適。此外，在燃機系統(tǒng)停機期間如果采用燃氣鍋爐供汽，消耗的是高?值的天然氣，其第二定律性能顯然不如本文提出的消耗較低?值煙氣的蓄熱型方案。

4 結(jié)論

（1）在忽略設備和管路熱損失及流阻損失時，3種運行模式的第一定律效率都接近1，?效率均明顯低于第一定律效率。

（2）初始煙溫對?效率、總熵產(chǎn)及熵產(chǎn)（率）分布均有較大影響，熱鹽罐和冷鹽罐溫度對熵產(chǎn)率分布和設備設計有顯著影響。

（3）夾點溫差和熔鹽凝固溫度決定了冷鹽罐溫度下限。

（4）采用常壓儲水的雙級蓄熱系統(tǒng)，能較充分地利用煙氣能量，同時避免了加壓儲水，綜合性能較好，值得推薦。