余热发电系统的优化

余热发电系统的优化（精选7篇）

余热发电系统的优化 篇1

电炉冶炼过程中产生的大量热量随烟气排出，高温烟气造成的热损失已达21%，它是电炉炼钢最主要的热损失项[1]。虽然电炉炼钢技术发展迅速，但是由于电炉烟气温度高、波动性大、粉尘多等特点，余热回收利用的难度很大。传统的烟气处理方式，不仅不能回收高温烟气中的显热，还消耗了大量电能，带来了庞大的建设费用和运行费用[2,3,4]。

为了充分利用烟气的余热，国内外学者和企业一直在研究电炉烟气余热回收技术及产品开发，目前投入工程应用的有废钢预热和余热回收生产饱和蒸汽两种方式。常用的废钢预热为Consteel型(水平通道预热)，可以连续加料、预热，但也存在预热后的废钢温度不均、有害元素富集等不足[5]。近年来，利用热管余热锅炉生产饱和蒸汽受到了广泛关注，并已在很多钢厂投入运行，但受烟气进口温度的限制，热管余热锅炉产生的蒸汽压力较低，只能供炼钢车间RH、VD等真空精炼装置使用，总的余热利用效率不高[6,7,8,9]。随着炼钢企业电炉容量的扩大，加之国家对节能减排要求的进一步提高，电炉烟气余热回收系统应具有较高的安全性和经济性。

1 电炉烟气余热发电系统的组成

根据电炉烟气的特点，常州大学联合有关单位优化设计了电炉中压过热蒸汽余热发电系统。该系统由余热产汽、蒸汽稳定过热和蒸汽做功发电三部分组成，产汽部分由余热锅炉的强制水循环辐射受热面、自然水循环的对流蒸发面、省煤器和汽包组成;蒸汽稳定过热部分由蓄热器、过热炉、管道及附件组成;蒸汽做功发电部分由汽轮机、发电机、冷凝器、凝水泵、除氧器和给水泵组成，其余热发电系统如图1所示。

1-电炉;2-水冷弯烟道;3-除氧器;4-除氧泵;5-余热锅炉的燃烧沉降室;6-余热锅炉对流受热面;7-给水泵;8-强制循环泵;9-汽包;10-除尘器;11-引风机，12-烟囱;13-蓄热器;14-过热炉;15-汽轮机;16-发电机;17-凝汽器;18-凝结水泵

烟气流程:从电炉出来的高温烟气进入水冷弯管烟道，降到1 000℃后进入余热锅炉，依次经过其燃烧沉降室、蒸发器组、省煤器后，温度降至200℃以下，进入除尘器除尘后，由引风机引入烟囱排入大气。

汽水流程:凝结水和补水汇集到除氧器，经除氧循环泵送入水冷弯烟道，加热到对应压力下饱和温度回到除氧水箱，再经给水泵打到省煤器加热接近饱和状态进入汽包;一部分水由强制循环泵送到燃烧沉降室中的辐射受热面，加热汽化后回到汽包，进行汽水分离后，再进入下一个强制水循环过程;另外一部分水通过下降管进入下集箱，分配到各个蒸发管组吸热汽化，通过导汽管回流到汽包，经汽水分离后再进行下一个自然水循环。饱和蒸汽从汽包引出到蓄热器内储存;从蓄热器引出的饱和蒸汽进入过热炉过热到过热蒸汽，再引到汽轮发电机组，过热蒸汽在汽轮机内做功后部分进入凝汽器凝结成凝结水，另一部分低压蒸汽从汽轮机中抽出供热用户使用。

2 余热发电系统关键技术问题

电炉在冶炼过程中，排出烟气的温度、流量、含尘量都在不断变化，然而，蒸汽发电系统是一个稳定连续的过程，为了保证发电系统的安全、稳定运行，根据工程实践和理论分析，电炉烟气余热发电系统应解决以下关键技术问题。

2.1 额定蒸发量的选择

电炉烟气的温度和流量变化剧烈，若余热锅炉的额定蒸发量选择过小，会影响余热锅炉的安全运行;额定蒸发量选择过大，会造成余热锅炉的成本过高，影响其经济效益。在设计电炉余热锅炉时，笔者按烟气的平均流量和最大流量来确定余热锅炉的额定蒸发量。

平均流量按式(1)计算

式中τi———入口烟气参数在某一稳定状态的时间/min;

Vi———时间τi内烟气的流量/Nm3·h-1;

τ———电炉炼钢一个周期的时间/min;

n———在电炉一个周期的温度时间段。

额定蒸发量Vy的计算式为

式中Vmax———在电炉一个周期内的最大流量/Nm3·h-1。

2.2 弯烟道的可靠冷却和余热的充分利用

弯烟道是连接电炉和余热锅炉的一段烟道，由于电炉出口烟气温度很高而且变化剧烈，容易导致超温爆管事故，因此弯烟道需采用水冷却。为了充分利用烟气的余热，将除氧器中的水经除氧泵送入弯烟道前端，逐步加热到对应压力下饱和温度后，从弯烟道的后端回到除氧器，既满足了水冷烟道的可靠冷却，又提高了余热回收效率。

除氧器采用大气式除氧器，工作压力为0.02MPa，工作温度为104℃。凝结水和补水进入除氧头，通过小孔形成表面积较大的细水流，部分加热蒸汽从下部进入汽室，与细水流逆向流动并加热到一定温度汇集到除氧水箱的上部，经除氧泵的进口进入弯烟道，加热到饱和状态后进入除氧水箱的下部。

2.3 余热锅炉的优化设计

2.3.1 整体结构设计

电炉余热锅炉采用水平烟道式结构，根据烟气的流程依次布置燃烧沉降室、三组蒸发器和省煤器:燃烧沉降室布置强制水循环的辐射受热面，汽包底部的烟道内布置对流蒸发器组和省煤器。水平烟道式结构使烟气均匀、平稳地通过，受热面方面支吊，对于烟气的剧烈波动具有良好的适应性。

余热锅炉的有效利用热量可表示为[10]

式中Qyx———余热锅炉的有效利用热量/kW;

φ———余热锅炉的保温系数;

I'y、I″y———余热锅炉的进、出口烟气总焓/k J·kg-1。

余热锅炉的饱和蒸汽的产量按式(4)计算

式中Dbz———饱和蒸汽的产量/kg·h-1;

ibq———饱和蒸汽焓/kJ·kg-1;

igs———余热锅炉给水焓/kJ·kg-1。

2.3.2 复合式水循环的安全可靠性

根据余热锅炉的整体设计和烟气温度的分布特点，燃烧沉降室内烟气温度很高，且距余热锅炉的汽包较远，其辐射受热面采用强制水循环方式，在四周和顶部布置蛇形管结构的受热面，并采用高循环倍率来适应负荷的剧烈变化。余热锅炉的对流蒸发受热面布置在汽包下面的水平烟道内，采用自然水循环的三级蒸发器加省煤器，可以更好的适应电炉运行变化情况，同时大幅降低电耗。

2.4 采用蓄热器来稳定蒸汽的流量和压力

由于电炉烟气的不稳定性，造成余热锅炉产汽的不稳定，为了确保汽轮发电机的安全可靠性，采用蒸汽蓄热器来稳定蒸汽的流量和压力。蒸汽蓄热器设计的关键就是水容量的确定，其水容量应根据汽包的压力、最大产汽量、平均产汽量以及蓄热器输出蒸汽的压力和流量来确定，计算式为[11]

式中Vx———蒸汽蓄热器的水容量/m3;

G———蓄热器的蓄热量/k J;

β———充水系数，一般取0.75～0.9;

g0———单位蓄热能力，即1 m3饱和水从充热压力p1降到放热压力p2时所产生的蒸汽量/kg·m-3。

2.5 采用过热炉过热蒸汽

蓄热器的低压饱和蒸汽压力低，湿度大，直接发电效率很低，而且对汽轮机的安全运行造成较大的危害。因此该发电系统用过热炉将饱和蒸汽过热到400℃以上，再进入汽轮机组进行发电做功。过热炉利用炼钢行业富有的高炉煤气作为燃料，采用烟气再循环，将排烟与高温燃烧气体混合到1 200℃左右再进入换热面，以确保前置过热器的安全运行并提高了过热炉的热效率。

3 实例设计及经济效益分析

3.1 余热发电系统主要参数

根据某钢厂100 t电炉烟气的温度和流量变化，经过计算和优化设计，得到余热发电系统的主要参数汇总于表1。

3.2 经济效益分析

电炉烟气余热发电系统采用6 MW汽轮发电机组，年工作小时按6 000 h计，每年可发电3 600万kW·h;从能源利用的角度看，电炉烟气余热发电系统每年节约标煤1.28万t，其经济效益分析如表2所示。

4 结论

本文介绍了电炉中压过热蒸汽余热发电系统，分析了烟气参数的确定、弯烟道的可靠冷却和余热的充分利用、余热锅炉优化设计、采用蒸汽蓄热器来稳定蒸汽的流量和压力、采用过热炉过热蒸汽等关键技术问题，对于发电系统的稳定连续运行具有重要意义，同时计算了电炉烟气余热发电系统的主要参数，并对其经济效益进行了分析，结果表明该发电系统具有良好的经济和社会效益。

余热发电系统的优化 篇2

1 工艺技术路线

在传统的水泥窑余热发电系统的基础上, 根据废气温度及废气量合理配置来分别确定余热发电系统蒸汽参数、蒸汽量和供热系统的工质参数。根据计算结果, 在窑头余热锅炉或窑尾余热锅炉中设置供热系统热水器。这种热水器与余热锅炉结合在一起, 既利用了低温段烟气, 又简化了原有的供热系统, 降低了供热成本。

以山西某2500t/d生产线工艺参数为例, 余热锅炉烟风参数:

窑头标态风量:120000m3/h, 进风温度:360℃;窑尾标态风量:220000m3/h, 进风温度:320℃。

经计算, 窑头余热锅炉蒸汽参数为9.86t/h-1.35MPa-340℃, 窑尾余热锅炉蒸汽参数为15.57t/h-1.35MPa-305℃。在此情况下窑头锅炉排烟温度为118℃, 窑尾锅炉排烟温度为200℃。考虑到窑尾余热烘干生料的要求, 因此供热系统热水器布置在窑头余热锅炉中, 经计算可生产约37t/h-100~70℃的热水, 窑头锅炉排烟温度降为88℃。

系统流程见图1。来自于汽轮机房给水泵的水, 进入到余热锅炉的省煤器, 经省煤器升温后分别进入窑头和窑尾锅炉蒸汽段, 产生发电用的过热蒸汽。过热蒸汽送入汽机房推动汽轮机发电, 经凝汽器冷却后由凝结水泵送入除氧器, 然后通过给水泵送至余热锅炉, 完成余热发电的水循环。供热系统热水经热水循环泵送入窑头余热锅炉热水器, 升温后依次送入供热的热交换器和旁路热交换器, 换热降温后回到热水循环泵进水母管, 从而完成供热用的热水循环。

投产运行后, 系统运行稳定, 余热发电量达到设计值。窑头锅炉实际排烟温度为85℃, 整个系统运行正常。采暖热水段实际运行参数为41.4t/h-90~60℃, 满足约2万平米厂区采暖供热需要。在采暖季内可根据实际热负荷情况调整旁路流量以实现室内采暖温度的调节, 防止室内温度过高。

采暖期按3个月核算, 年节约采暖用动力煤约766.5t (动力煤热值按20 900kJ/kg计算) 。

2 该系统的特点

1) 在传统的单压余热锅炉中加入了热水段, 保证稳定单压系统的同时, 实现低端废热的利用, 从而提高了对余热的利用率。

2) 不管是采暖还是制冷, 其负荷会随着季节而不同。如果余热锅炉热水器所提供的热量远远大于采暖和制冷所需负荷时, 长期运行势必造成循环系统内工质的温度和压力不断升高, 给锅炉运行带来安全隐患, 并且使用户的室内温度要么过高, 要么过低, 影响正常的工作和生活。为此, 系统设置了旁路热交换器, 当用户所需负荷降低或中断时, 可以使循环热水一部分或全部通过旁路热交换器, 加热发电系统的锅炉给水, 避免安全隐患和增加用户的供热质量。

3) 该系统的引入为后续系统的开发和引入提供了基础。冬季可以用于提供采暖及生活用热水, 夏季配合溴化锂吸收式制冷机组, 为车间、办公楼及生活设施提供制冷。

3 结束语

球团余热发电模型的建立和优化 篇3

济钢集团有限公司炼铁厂现有球团竖炉3台, 导风墙水梁采用气化冷却结构, 与水梁联通的汽包产生蒸汽量大约为13t/h, 除少量蒸汽用于冬季采暖外, 大部分蒸汽直接排放到大气, 极大地浪费了能源, 并产生较大的噪声和热污染。为此济钢采用螺杆膨胀动力技术, 建立球团余热发电机组 (图1) , 有效利用了这部分低温余热资源。工艺参数见表1。

二、球团余热发电机组运行存在的问题

在球团螺杆膨胀发电投运初期, 由于球团余热发电工艺参数和工艺操作匹配不当, 机组运行效率较低, 系统蒸汽压力在0.25～0.5MPa之间频繁变化, 机组发电量约为110kW·h, 月发电量仅为8万kW·h, 不能达到设计要求。其原因分析如下。

(1) 球团余热产生的蒸汽热源比较分散, 蒸汽在输送过程中损耗较大;

(2) 蒸汽温度和压力较低, 属于低品质蒸汽;

(3) 蒸汽速度波动较大。

在汽包补水过程中汽包产生蒸汽的速度迅速下降, 造成发电机组发电效率低下;在汽包补水完成后, 蒸汽速度迅速上升, 极有可能造成发电机组跳闸。

三、球团余热发电模型的建立和优化

1. 模型的假设

(1) 竖炉炉况稳定, 热工参数保持不变, 蒸汽产生速度近似不变。

(2) 发电机组设备运行稳定, 油压、水压保持稳定, 进口调节阀门可靠运行。

(3) 汽包设备运行稳定, 液位计、压力表显示准确, 安全阀、放散阀可靠运行。

(4) 环境温度基本稳定, 环境温度对蒸汽管路的影响可以忽略。

(5) 试验过程中, 汽包蒸汽放散阀门开度关闭。

2. 符号说明

M——产生蒸汽的质量;

h——汽包液位;

i——竖炉汽包号码。

3. 模型建立

(1) 汽包上水量。

如图2所示, 汽包软水吸收水梁热量变成蒸汽返回汽包。汽包产生蒸汽的速度等于汽包水消耗的速度 (即汽包上水速度) , 液位低于200mm, 汽包上水, 液位高于400mm停止上水。表2为各竖炉汽包单次上水和消耗时间。

(2) 曲线拟合。

以3#汽包为例 (见表3) , 计算汽包产生蒸汽的速度。利用Matlab软件, 对蒸汽产生曲线进行拟合 (图3) 。

(3) 汽包蒸汽产生的速度。

根据曲线模型可以大致推测出蒸汽产生速度大致符合幂函数, 利用幂函数对3#汽包蒸汽产生速度进行拟合。

拟合模型函数 (3#汽包蒸汽在x时刻产生的瞬时速度) (见图4) :

V3=9/5x.^ (2/7) (单位:t/h)

同理, 2#汽包蒸汽产生速度方程:

V2=dy/dt=6/5x.^ (1/3) (单位:t/h)

4#汽包蒸汽产生速度方程:

V4=dy/dt=7/5x.^ (3/7) (单位:t/h)

模型验证:根据实际生产经验, 汽包在液位低于200mm时给汽包补水, 大量冷水补充入水梁, 蒸汽产生速度迅速下降, 在汽包补水完成正常运行后, 蒸汽产生速度逐渐上升。

模型与实际生产相吻合, 模型基本有效。由于3台竖炉大小存在差异, 热参数不一样, 3台汽包产生蒸汽速度略有差异。

(4) 系统模型的组合状态。

各汽包上水时间和运行时间存在差异, 根据各汽包产生蒸汽的函数方程, 对汽包上水和运行时间蒸汽产生速度取中运算 (表4) 。

t/h

根据发电机参数进汽流量9t/h, 最大10t/h (如表5所示) , 序号1、4、8组合, 不能满足发电机进汽要求, 需调整汽包放散阀。

(1) 组合1状态, 也就是3台竖炉同时上水时, 蒸汽产生速度小于9t/h。

(2) 组合4、8状态, 也就是3#、4#汽包正常运行状态, 3台汽包蒸汽产生速度大于10t/h, 根据发电机组运行参数, 适当打开2#汽包放散阀门。

(3) 组合2、3、5、6、7状态, 蒸汽产生速度满足发电机要求。

四、球团余热发电系统优化

根据得到的系统模型的组合状态进行分析, 对球团余热发电工艺参数和工艺操作进行匹配。

t/h

(1) 3台竖炉同时上水时, 蒸汽产生速度小于9/h, 系统蒸汽压力大幅度下降。关闭2#汽包放散阀门, 把3台汽包产生蒸汽全部用于发电。

(2) 3#、4#汽包正常运行状态, 2#汽包上水或运行状态, 3台汽包蒸汽产生速度大于10t/h, 系统蒸汽压力在安全阀上限运行。打开2#汽包放散阀门至50%。

(3) 3台竖炉正常生产情况下, 确保3#、4#汽包放散阀门关闭状态, 使3#、4#汽包回汽阀门处于打开状态。

(4) 单台竖炉停产或检修状态下, 关闭该炉座汽包放散阀和回汽阀门, 避免系统蒸汽回灌。

五、结论

余热发电系统的优化 篇4

一、余热资源的内涵

(一) 余热资源定义及其分类

余热资源是指在生产过程中, 目前的技术条件下, 有可能回收或重复利用尚未被有效利用的那部分能量。余热资源由其自身特性, 被广泛利用于各种重工业和轻工业中。但同时很多企业由于本身的技术水平或者其他工艺要求未达标而造成了余热资源排向大气, 形成巨大浪费, 余热的有效利用已经成为当前节能工作的一个重点。

(二) 余热资源的回收方式

余热资源的回收方式是多种多样的, 总体而言可以分为两类:动力回收和热回收。动力回收为利用余热产生机械能或者电能, 其中产生易于传输且适用性更广的高品质电能为主要的动力回收对象。例如我国水泥厂现在采用的已经相当成熟的余热发电系统便是此类回收方式, 利用水蒸汽推动汽轮机做工发电。而热回收则是对余热的直接利用。例如直接燃烧产生更多的热量, 或者用来干燥或预热, 或者使用热泵来直接供热, 或者逆循环的吸收式制冷。

二、有机朗肯循环发电系统的原理及优势

目前我国的钢铁、水泥、石油化工、机械、冶金行业等同时消耗大量的电能和热能的企业里余热发电利用技术发展迅速, 但是都存在中低温余热利用的难题。而目前国际上对中低温的余热利用一般采用的方法是有机朗肯循环。

三、有机朗肯循环中有机工质的选择以及性能优化思考

(一) 工质选择的考虑因素

一般在选择工质的时候, 应考虑一下因素:

1) 合适的压力水平。蒸发压力不应过高, 避免采用高压容器, 增加成本;冷凝压力不宜过低, 应保持正常压力, 以防止外界空气渗入而对循环性能产生影响。

2) 较低的临界温度和压力, 较大的比热和密度, 高热传导率, 低粘度和表面张力, 热稳定好, 与设备材料和润滑油具有良好的兼容性。

3) 无毒, 不易燃易爆, 对环境友好。

4) 价格低廉, 存储和运输方便, 纯度高, 也比较容易获得。

在实际工作中, 则根据余热量、温度、热源情况等具体条件, 综合考虑以上因素, 适当取舍来选择工质。目前工质主要为常用制冷剂或者具有热力学特性的碳氢化合物等拥有低沸点的物质。

(二) 膨胀机入口过热度对系统性能的影响

由模拟结果可知, 膨胀机入口工质的温度为79.7℃, 而0.5MPa的工作压力下对应的饱和温度为63.1℃, 工质的过热度达16.6℃。R245fa为干工质, 在膨胀机中膨胀做功后不会冷凝为液体, 因此不需要太高的过热度。

1) 在工质流量0.90kmol/h不变的情况下, 通过减少在蒸发器中的吸热量q1来降低过热度。可以发现, 随着吸热量的减小, 膨胀机入口工质的过热度减小, 虽然工质在膨胀机中的做功量减少, 但由于在蒸发器中的吸热量也随之减少, 循环的热效率和火用效率都不断升高。研究表明为了减少整个系统的不可逆性, 有机工质应在饱和状态下工作。

2) 在蒸发器的热负荷为7.9k W, 环境温度保持20℃, 膨胀机出口压力不变的情况下, 提高入口压力, 即增大压缩比。为了消除过热度的影响, 令膨胀机入口的工质为饱和蒸气状态。可以发现在其它条件不变的情况下, 入口压力越高 (即膨胀机的压比越大) 循环的热效率和火用效率就越高。这是因为循环的净功量随着膨胀机入口压力的增加而提高。

3) 增加回热器之后系统性能的改善。在模拟中发现, 无论哪种情况, 膨胀机出口工质的温度仍然较高, 远高于冷凝器内的冷凝温度。此时直接将工质冷凝, 不但造成了能量的浪费, 还将加大冷凝器内由于传热温差引起的不可逆损失。可以让乏气在进入冷凝器之前, 先通过一回热器放出部分热量, 用于预热进入蒸发器的液体。

四、结论

综上所述有机朗肯循环可以利用低温余热进行发电。随着膨胀机入口工质过热度的降低, 系统的性能越来越好, 工质处于饱和状态时, 系统的性能最好。增大膨胀机入口工质的压力, 可提高系统的热效率和火用效率。有回热的有机朗肯循环与基本有机朗肯循环相比, 不仅具有较高的热效率和火用效率, 同时还有较低的不可逆性。

摘要：应用热力学第一定律和第二定律对有机朗肯循环低温余热发电系统进行了热力计算、能量分析和火用分析。研究结果表明:降低膨胀机入口工质的过热度, 提高膨胀机入口工质的压力, 改进设备在膨胀机后加装回热器都能提高系统的热效率和火用效率, 同时降低系统的不可逆性。

关键词：有机朗肯循环,余热回收,分析,优化

参考文献

[1]C.Somayaji.First and second law analysis of Oragnic Rankine Cycle[D].Amecia:Mississippi State University, 2008.

[2]王建材.建材低温余热发电模型的研究[D].哈尔滨理工大学工学硕士学位论文, 2003.

[3]郑浩, 汤坷, 金滔.有机朗肯循环工质研究进展[J].能源工程, 2008.

余热发电系统的优化 篇5

锅炉排烟热损失是火力发电厂锅炉各项热损失中最大的一项, 我国近年来逐步推广了利用低温省煤器加热凝结水的排烟余热利用方法。本文以等效热降为理论基础, 以典型300MW级火力发电机组为实例, 对排烟余热利用系统的凝结水取水方式和分水系数两个重要内容进行优化计算分析。

2 等效热降理论应用于排烟余热利用技术

等效热降理论在电厂热力系统设计中, 主要探讨热力系统和设备中各种因素的影响以及局部变动后的经济效益, 从而论证系统方案的技术经济性, 是热力系统优化的重要工具[1]。

抽汽等效热降是指排挤1kg加热器抽汽返回汽轮机后的真实作功大小。排烟余热利用在凝结水低压加热部分, 因此其抽汽等效热降为:

3 凝结水取水方式设计优化

为应对低温省煤器换热管低温腐蚀的问题, 需严格要求进入低温省煤器的凝结水温度不低于某一限值, 而电厂通常无法在各低压加热器进出口取得合适温度的凝结水, 因此需要采用以下两种方式确保低温省煤器入口水温: (1) 从一级低压加热器入口取水并从加热后的回水中取部分再循环水与入口取水混合至合适温度; (2) 从两级不同的低压加热器入口取水并混合至合适的温度。现以典型300MW级火力发电机组为例, 分析两种取水方式对排烟余热利用项目节能效果的影响。

该火电机组汽轮机型式为亚临界、一次中间再热、单轴、两缸两排汽、抽汽凝汽式汽轮机。回热系统包含三台高压加热器、四台低压加热器以及一台除氧器。THA工况下热耗率为7982k J/k Wh, 排汽焓值为2364 k J/kg, 机组功率为320024k W。锅炉效率为92%, 管道效率为99%, 发电煤耗率为299.4g/k Wh。该热力系统THA工况下部分低压加热器相关参数如表1所示。

根据第2章节所述等效热降理论, 计算部分低压加热系统等效热降, 如表2所示。

通过增设排烟余热回收利用装置, 低温省煤器烟气进口温度为126℃, 出口温度降至90℃, 低温省煤器的烟气回收量 (Q) 为14713 k W。设凝结水吸收余热并加热至110℃后回到3号低压加热器入口。为防止换热器低温腐蚀, 设定凝结水进入低温省煤器的温度为70℃。此时有两种进水方式, 如图1 (a) 和1 (b) 所示。图1 (a) 为从1号低加入口取水并通过再循环水与入口取水混合至70℃, 图1 (b) 为从1号低加和2号低加入口分别取水并混合至70℃后进入低温省煤器。

通过以上计算分析可以看出, 在吸收余热量和加热凝结水回水温度相同的情况下, 图1 (b) 所示取水方式下的排烟余热利用系统热经济效益明显较好。

3 凝结水分水系数设计优化

假设排烟余热利用系统采用图1 (b) 所示的系统方式, 低温省煤器管束采用螺旋翅片管的换热管型, 换热系数为44.2W/m2℃该系统折算单位换热面积的造价为140元/m2, 系统设计使用寿命为5年。以第3章相关参数为基础, 在低温省煤器的凝结水进水温度、低温省煤器烟气进出口温度以及余热回收量均已确定的情况下, 选取三个不同的分水系数进行节能收益和工程造价的计算, 计算结果如表3所示。

表3中技术经济性即排烟余热利用系统设计寿命内的节能收益减去系统工程造价。从表3可以看出, 凝结水分水系数对排烟余热利用系统的节能收益以及工程造价产生双重影响。同时, 当分水系数减小到工况2时, 技术经济性较好, 可以说明存在一个较为合理的分水系数使得系统技术经济性最好。

4 结语

4.1根据等效热降理论, 回收余热应用于热力系统时, 所替代的抽汽能级越高, 其热经济性越好。因此, 在低温省煤器回收余热量、低温省煤器取水温度和回水温度相同的情况下, 从两级不同的低压加热器入口取水并混合至要求的低温省煤器进水温度比只从较低一级低加入口取水并通过回水再循环与入口取水混合至要求的水温具有更好的节能收益。

4.2若系统方案最终的评定标准从节能效果和工程造价两方面综合考虑时, 需对凝结水的分水系数进行设计优化, 通过计算选取一个最为合理的分水系数确保排烟余热利用项目的技术经济性。

4.3在进行凝结水取水方式和分水系数优化计算前, 需充分考察电厂低压加热器实际布置情况, 是否有条件从某一级低压加热器取水, 综合判断取水位置。

参考文献

余热发电系统的优化 篇6

1 余热发电技术

1) 工作原理。在干法水泥生产线中, 通过余热锅炉将水泥窑窑头、窑尾排出的大量低品位废气余热进行回收换热, 产生过热蒸汽和饱和蒸汽推动汽轮机, 实现热能和机械能的转换, 再带动发电机发出电能, 供给水泥生产过程中的用电负荷, 能量转换如图1所示。

2) 工艺流程。余热发电系统由余热锅炉、汽轮机、发电机、闪蒸器、水冷却系统和化学水处理系统组成。工质 (水) 通过窑尾SP锅炉和窑头AQC锅炉内省煤器、蒸发器、过热器和汽包, 从水泥窑废气中吸取余热, 成为过热蒸汽。过热蒸汽进入汽轮机, 推动汽轮机叶轮转动, 带动发电机发电。做过功后的乏汽经过凝汽器冷凝后形成凝结水重新参与热力循环。余热发电系统工艺流程如图2所示。

3) 经济效益。余热发电系统对窑尾和窑头废气中约占熟料热耗30%的余热进行回收发电, 循环用于水泥生产, 可减少熟料生产中50%的购电量, 约降低吨熟料成本15元, 大大提高了熟料生产中能源的利用水平, 保护环境同时也提升了企业成本竞争力, 提高了水泥企业的经济效益。

4) 余热发电系统热耗构成。目前先进水泥生产企业熟料热耗平均水平约为3 100k J/kg, 但熟料形成热约为1 720k J/kg, 水泥窑的热利用效率约为55%, 其余热量除系统表面散失和熟料残余热 (约11%) 带走外, 大部分 (约34%) 通过窑尾和冷却机以废气的形式排出窑系统。某公司2 500t/d和5 000t/d熟料生产线热能消耗构成情况热工标定数据见表1。

2 余热发电问题分析

2.1 热力分析

表2为余热发电系统热力分析数据。

两条窑系统热力分析同实际运行情况基本相符, 该类发电系统单位熟料发电量通常在27~40k Wh/t, 实际发电量波动很大。通过以上热力分析计算可知:发电只利用窑尾和窑头废气进入余热发电系统热焓降约21%, 其余热能被余热发电乏水排放掉了。窑尾锅炉可利用的废气温差较小, 锅炉热利用效率只有40%左右, 窑头锅炉对废气热利用效率达到75%左右, 汽轮机对工质热焓升热利用效率只有21%左右。因此, 水泥行业余热发电总体热能利用效率并不高。

2.2 效率分析

发电量由余热资源 (量和质) 、锅炉热交换、汽轮机机械能转换及发电多个环节效率共同决定, 系统总热能利用效率是数个环节效率的叠加。从表1系统标定结果中可看出, 两熟料生产线熟料烧成热耗和系统各部分热耗分布相差不大, 但两余热发电系统熟料发电量竟差距达37.29-27.55=9.74k Wh/t。表3为余热发电效率分析数据。

由表3可知, 窑尾锅炉熟料热源相差74.17×104-68.84×104=5.33×104k J/t, 少发电量=5.33×104×39.04%×20.60%/3 600=1.191k Wh/t;窑头锅炉熟料热源相差48.02×104-28.19×104=19.83×104k J/t, 少发电量=19.83×104×75.42%×20.60%/3 600=8.558k Wh/t, 导致共少发电量1.191+8.558=9.749k Wh/t。由此可见, 影响发电量低的最大因素是热源量和品质, 其产生原因主要包括操作、技术、管理和工厂体制等方面。

1) 操作原因。包括以下两个方面: (1) 进冷却机的热源难稳定、波动大。配料、均化及窑的微小调整, 均会造成物料在窑内的运动速度和结粒情况变化, 进而造成在不同时段进冷却机熟料量和热能的波动, 引起料床厚度和通风阻力的变化, 因此冷却机和窑的操作匹配困难, 再加上冷却机各段鼓风量、抽风量的实际变化和推速等操作调整, 均会加剧窑头废气量和品质的波动。 (2) 冷却机的进风和出风控制相互影响变量多, 操作员大多凭借经验进行调节, 控制逻辑和依据较模糊。通常冷却机的鼓风量大致在2.0Nm3/kg, 其中应用于燃烧空气量约为0.8Nm3/kg, 可应用于余热发电的约为0.9Nm3/kg, 冷却机尾部排空的约为0.3Nm3/kg。这些风的进出分配, 通过3台系统风机 (窑头风机、ID风机和煤磨风机) 和近20台风阀/变频器来调节控制, 这单靠操作员凭思维判断来操作, 根本无法做到稳定。另外, 余热发电系统大多将改善蒸汽品质、提高汽轮机效率的过热器设置在窑头, 即便是单纯将窑头余热分解成可供余热发电系统应用的热源和冷却机尾部低温排风这种单一操作, 在实际生产中也很难找到真正有效的最佳控制逻辑, 如2 500t/d熟料生产线熟料发电量只有27.55k Wh/t, 其根源就是窑头分离出的可利用总热焓过低, 只有28.19×104k J/t, 大部分被无效排放了。窑头锅炉的废气热源无法稳定, 必然导致发电量的巨幅波动。

2) 技术原因。水泥窑余热发电系统是“以热定电”的热电联产系统, 热能优先满足窑的需求, 同时部分余热还要供给原燃材料烘干。这种电站系统其热源热力分析较纯热力燃烧系统复杂得多, 系统效率可提升空间较大, 因此对技术管理人员的要求就比单纯小发电站的技术管理人员要高得多, 而多数水泥企业缺乏能贯通熟料生产和余热发电两个专业的技术人才。

3) 投建动机。余热发电系统在设计投建时, 通常只是出于利用余热资源补充来考虑, 甚至有些企业是迫于政策压力才投入的。正是出于这种定位和动机, 本着节省投资的前提, 系统的设计都是基于简单易于操作, 材料材质选择仅限于满足使用, 再加之国内各设备供应商之间的恶性成本竞争, 导致锅炉体积和用钢量不能满足要求, 同时设计上又要局限于尽可能不影响到水泥生产系统的原有布局。种种制约因素, 就造成余热发电系统大多从投建开始, 就不是将最高效率地利用系统热资源作为出发点。一旦系统余热资源偏离设计参数, 锅炉系统就无法合理、高效运行, 必然导致余热发电系统的热利用效率大幅降低, 造成系统运行波动加大。

4) 管理原因。在水泥企业里, 余热发电是作为熟料烧成的辅助补充系统, 是水泥企业节能降成本的重要手段。生产中以熟料生产系统为偏重, 资源和人员配置上也是如此, 一旦生产上出现不顺, 首先牺牲的也是发电效率。在目前减员增效的大环境下, 余热发电部门在工厂管理中往往处于弱势群体, 想在系统维护保养和高效运行上真正做到位, 还有很大差距, 这在一定程度上也加剧了余热发电系统的运行不稳定。

3 改进措施

1) 注重管理, 积极培养精通衔接熟料生产和余热发电两个专业的技术人才。将熟料生产和余热发电结合起来, 激发技术管理和操作人员的积极性, 在保证熟料产质量的前提下, 最大化利用好能源, 实现效益最大化。只有明确了目标和方向, 技术管理和操作才能做到有的放矢。

2) 实际操作中平衡好余热资源的质和量, 提高蒸汽的品质, 保证锅炉效率和汽轮机发电效率的均衡, 从而使余热发电系统的综合热利用效率最大化。

3) 加强锅炉定期检查和维护。加强锅炉清灰, 避免热传递阻力加大;加强汽轮发电机的日常维护管理, 保证发电效率;加强原燃材料进厂水分的管理, 降低烘干热源的需求量;减少漏风、漏气和加强热保温, 减少系统的热损失和热资源的品质降低。

4 余热发电技术的优化探讨

目前国内水泥行业余热发电的发展模式, 导致技术改进升级推动力不足, 余热发电热能利用效率不高, 系统余热能源利用效率仅12%左右, 并且发电量波动大。鉴于这种现状, 国外一些水泥企业在这方面做了许多大胆尝试, 取得了大量实践成果, 吨熟料发电量最高可达80k Wh。结合国内外的实践经验, 余热发电技术可从以下几个方面进行优化:

1) 优化工质提高锅炉余热回收效率。采用沸点低的工质, 易产生蒸汽, 利于低温余热的回收。资料介绍, 国外已考虑利用低沸点的烷类有机物或氨 (NH3) 和水的混合液取代水产生蒸汽, 推动汽轮机运转发电, 按常规从熟料生产线抽取废气方式, 吨熟料发电量可达50k Wh, 较我国现平均水平提高较多。

2) 优化蒸汽的参数提高汽轮发电机发电效率。余热发电均为中低温参数, 导致发电系统热能利用效率较低, 仅仅20%, 低端热损占比较高。由朗肯定律可知, 蒸汽参数越高, 汽轮机的热能利用效率越高。假定在5 000t/d熟料生产线的合适部位另设单独过热器, 原窑头窑尾蒸汽生产量均不变的前提下, 对主蒸汽进行过热改质, 采取两套方案:方案1为蒸汽压力2.4MPa且蒸汽温度380℃, 方案2为蒸汽压力16.7MPa且蒸汽温度540℃, 余热系统发电效率分析见表4。

由表4可知, 通过高温烟气对蒸汽进行改质, 可提高余热发电系统热能利用效率, 发电量较大幅度提升。采用方案1, 通过合理设计优化对蒸汽进行高温改质, 增加高品质废气侧热焓降22.9k J/kg, 可提高发电量41.70-37.29=4.41k Wh/t;若采用方案2, 增加高品质废气侧热焓降79.2k J/kg, 可提高发电量50.8-37.29=13.51k Wh/t, 发电量提升幅度更为显著, 汽轮机热能利用效率也从21.21%提升至26.27%。有些余热发电系统供应商也在此方面做了尝试, 有在窑头取中高温风的, 也有在预热器旋风筒处通过设置独立过热器以进一步改善蒸汽品质来提高余热发电系统热能利用效率提高发电量的。

3) 余热发电和水泥装备及工艺的协同改进发展。技术的进步离不开装备的革新和工艺的优化, 水泥企业应本着社会能源利用最大化的立场来统筹规划设计。熟料生产和余热发电两个专业必须齐心协力、共谋发展, 从工艺优化和装备革新上寻求突破, 才能真正实现技术上的升级换代。

4) 表1中系统表面热损失接近熟料烧成热耗8%~9%, 可考虑在损失大的区域如窑筒体旁增加热回收装置来生产余热发电所需的热水。

5 结束语

1) 国内水泥行业余热发电经十多年发展, 技术和运行日渐成熟, 大大提高了水泥行业的总热能利用效率, 为企业和社会节能减排做出了巨大贡献。

2) 目前大多水泥企业余热发电运行, 还存在发电量不理想、波动大的运行问题, 其主要原因在于窑系统运行波动大、窑操作和工艺管理人员对系统热利用效率关注不够、实际操作中余热温度梯级利用贯彻不到位, 但更深层次原因还在系统设计本身。

3) 余热发电的发展模式, 导致技术改进升级推动力不足, 余热发电热能利用效率不高。未来余热技术上更大的进步, 必然来自于发电系统和水泥装备及工艺的协同发展。

余热发电系统的优化 篇7

在工业余热氨水吸收式制冷系统的设计中,要尽量使系统的性能达到最佳。虽然可以通过试探法[1]一步一步地调整系统参数来得到较好的系统性能,但这种方法的工作量大而且计算繁琐。因此开发出能够依据特定条件对系统关键参数进行优化的软件是非常有价值的。

1 优化原则的选定

优化主要包括:在材料和能源一定的情况下对系统进行优化,以便于获得其最大的技术效果;在技术效果一定的情况下对系统进行优化,以便于获得最小的支出。文中主要对后者进行讨论。

系统的优化原则通常包括优化设计原则、热力学原则和经济原则。热力学原则是以热力学为基础,在一定的条件下对制冷参数进行优化,使其热力系数COP值达到最大。结构设计原则是从系统中各设备的尺寸和重量出发,使其尺寸达到最小,重量达到最轻。经济性原则是一种全面优化的原则。它既考虑系统的性能,又考虑系统的结构;既考虑初始投资,又考虑运行费用[2,3]。

根据以上原则,文中选用了以下3个目标函数:

1)在一定的约束条件下,选择合适的系统参数,使系统的COP值达到最大;

2)在一定的约束条件下,选择合适的系统参数,使系统的换热面积达到最小;

3)在一定的约束条件下,选择合适的系统参数,使系统的面积性能比达到最小。

2 优化参数的选定

在工业余热氨水吸收式制冷系统中有非常多的设定参数,设定参数只要在一定的范围内取值即可得出合理的结果,当然得出的结果会存在一些差异,因此就要选用最优的系统参数来达到最优的系统性能。在系统中可以进行优化的参数非常多(如初始条件参数、各设备温差参数等)。文中主要对以下参数进行优化:制冷温度t0、冷却水温度tl、发生器热端温差tfd,冷凝器热端温差tld,蒸发器传热温差tzd,吸收器冷端温差txd,溶液热交换器冷端温差trd。

文中主要采用坐标轮换法[4]对以上参数进行优化,其优化原理是:把系统抽象成多元函数,函数中含有多个变量。对系统进行优化时,让其中一个变量先发生变化,其他变量设为定值,求出该变量的最优值,然后让其他变量依次发生变化,找出它们各自的最优值。

3 约束条件及优化模型

3.1 约束条件

在优化设计中的约束条件主要有如下几方面:

1)设计计算中各种温差的取值范围;

2)氨水溶液工质物性的计算公式;

3)各换热器热平衡计算公式;

4)机组传热、传质计算公式;

5)机组工质流动计算公式;

6)必要的结构(几何)公式。

3.2 优化模型

根据工业余热氨水吸收式制冷系统的特性[5,6,7,8],在优化设计中的约束条件主要有如下几种优化模型。

1)以最大热力系数为优化目标。对于氨水吸收式制冷系统以最大热力系数为优化目标的数学模型:

式中:to、tl、tzd、tld、tfd、txd、trd—优化参数变量;f(to,tl,tzd,tld,tfd,txd,trd)—目标函数,函数的目标是求最大COP值。

优化程序中的有关数值可由能量平衡、质量平衡及热力平衡方程来确定,换热系数可由物性参数、流速等来确定。

2)以最小换热面积为优化目标。

对于工业余热氨水吸收式制冷系统以最小换热面积为优化目标的数学模型:

式中:f(to,tl,tzd,tld,tfd,txd,trd)—目标函数,函数的目标是求最小换热面积Fmin;Fmin—各设备换热面积之和的最小值。

3)以最小面积性能比为优化目标。对于工业余热氨水吸收式制冷系统以最小换热面积为优化目标的数学模型:

其中,目标函数为,函数的目标是求最小换热面积与系统性能系数的比值。

4 系统参数的优化程序

工业余热氨水吸收式系统参数优化程序流程图,如图1所示。根据系统参数程序流程图编制优化程序[9],分别以最大热力系数、最小换热面积、最小面积性能比为目标函数对系统进行优化,根据给定的初始条件计算出系统中各状态点的参数,经合理性检查后计算各设备的热负荷并检验系统的热平衡,然后计算系统COP值及各设备的换热面积,之后进行优化筛选,优化软件界面如图2所示。

5 工业余热氨水吸收式制冷系统优化结果

利用优化软件,分别以最大热力系数、最小换热面积及最小面积性能比为优化目标,对系统参数进行优化,并对其优化结果进行分析。

5.1 以最大热力系数为优化目标

1)优化前后参数对比(见表1)。

2)优化前后换热面积对比(见表2)。

由表2可以看出,当系统以最大热力系数为优化目标时,优化后的COP值从0.4471增加到0.5899,COP值有了显著的升高,但该系统的换热总面积却增加了170.21m2。由此可得出,若只片面追求系统COP值的提高,则会增加初始投资。因此当以最大热力系数为优化目标时,优化的结果是不能够完全反映出系统的综合性能。

℃

5.2 以最小换热面积为优化目标

1)优化前后参数对比(见表3)。

℃

2)优化前后换热面积对比(见表4)。

由表4可以看出,当系统以最小换热面积为优化目标时,优化后系统的换热总面积虽减少了100.92m2,但COP值却降至0.4459。由于COP值的降低,从而使运行成本增加。由此看出,若只是追求初始投资的最小,则会降低系统的热力系数,从而使系统的运行成本增加。因此采用该优化目标时,优化的结果不能完全反映出系统的综合性能。

5.3 以最小换热面积为优化目标

1)优化前后参数对比(见表5)。

℃

2)优化前后换热面积对比(见表6)。

由表6可以看出,当系统以最小面积性能比为优化目标时,系统的COP值由0.4471增加到0.527,同时该系统的换热总面积也减少了25.02m2。由此可以看出,当以最小面积性能比为优化目标时,不仅可以降低系统的制造成本,同时又可以降低系统的运行成本。因此当以最小面积性能比为优化目标时,优化结果能够充分反映出系统的综合性能。

6 结语

文中采用VC++编制了工业余热氨水吸收式制冷系统参数优化软件,分别以最大热力系数、最小换热面积及最小面积性能比三大优化原则为优化目标,对制冷温度、发生器热端温差等7个参数进行优化,经软件计算、数据对比,得出以最小面积性能比为优化目标时,优化结果能够有效的提高系统的综合性能。

参考文献

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[2]焦永刚,胡定科,胡静.吸收式制冷循环的计算机模拟及优化分析[J].石家庄铁道学院学报,2003,19(1):100-105.

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[4]邵陆涛,优化设计方法[M].北京:中国农业出版社,2007:59-62.

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[6]倪锦,顾锦鸿,沈建.渔船氨水吸收式制冷系统的建模和理论运行特性分析[J].流体机械,2011,39(2):52-57.

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