t= hc - hc !
( 3)
4 187D w /D c
式中: hc, hc !为凝汽器中的蒸汽比焓和凝结水比
焓, kJ/ kg; D w, D c 为 进入凝 汽器的 蒸汽量 与冷
却水量, t / h。
从表 1和表 2可知, 凝汽器压力为 6 37 kPa,
对应 的 饱 和 蒸 汽 温 度 为 37 25 , 焓 值 hc 为
热泵压缩机耗电量 Wm 的计算为:
Wm
= wmr =
Qc COPH
= Qe COPH -
1
( 18)
式中: w 为单位质量耗功量, kJ/ kg; m r 为热泵中 工质循环的质量流量, kg / s; COPH 为制热系数。
COPH 是热泵制热量与输入功率的比率, 计算
式为:
COPH
=
qc w
( 19)
从能量的角度来对系统进行分析可有: 从冷 却循环水中置换出的热量等于热泵利用热量与管 网热损之和。 1 1 从冷却循环水中置换出的热量
根据 传热 学理论, 凝 汽器 的热 平衡 方程 式 [ 2] 为:
Q = D k ( hs - hc ) = K tmA = WCw ( t2 - t1 ) ( 1) 在式 ( 1) 中, 可以看出蒸汽凝结成水时释放 出的热 量 ( D k ( hs - hc ) ) 等 于 冷 却 管 的 传 热 量 (K tmA )等于冷却水带走的 热量 (WCw ( t2 - t1 ) )。 则从循环冷却水中置换出的热量可应用如下公式:
1 000 MW火电机组而言, 冷却循环水流量每天约 3 106 ~ 4 106 m3, 冷却循环水温升为 8~ 13
( 视季 节 而 变 ), 该 温 升 所 赋 存 的 热 量 每 s 约 1 2 106 ~ 1 9 106 kJ; 按年运行 5 000 h计, 则 每年平均有 3 0~ 4 8 1013 kJ的热量散失到环境 中。排水温 度冬 季 20 ~ 35 ; 夏 季 25 ~ 45
摘要: 在电厂, 大量的低温余热被浪费, 通 过热 泵将电 厂冷 却循 环水回 收利 用, 可以 提高热 利用 效率。 首先, 热泵被设计从系统最大程度地 吸收 可利用 热量; 其 次, 优 化系统 使其 在设计 工况 下运行。 最后, 增加供暖面积使电厂利益最大化。对煤炭和水资源的保护有一定的借鉴作用。
( 15)
式中: l1 和 l2 为供水和回水管道的长度, m。
对于管道 散热损 失, 土 壤地表 面温度 td, b 取 0 , 两管中心线间的距离 b 为 2 148 m。管道保
温 层 采 用 聚 氨 酯 预 制 保 温 材 料 R b, 其 厚 为
100 mm, 导热系数 b 取 0 030 W / ( m ∀ ); 管
第 26卷第 12期 2010年 12月
电 力 科 学与 工 程 E lectric Power Science and E ngin eer ing
Vo l 26, N o 12
D ec., 2010
57
利用电厂热量进行供暖的两种方式的比较
蔚鹏飞1, 齐向军 2
( 1 华北电力大学 能源动力与机械工程学院, 河北 保定 071003; 2 内蒙古电力勘察设计院, 内蒙古 呼和浩特 010020)
泵 - 电厂联产方式后, 节省的管道热损失可增加
供暖面积 11 8万 m2, 增收 283万元人民币。
1 3 热泵利用热量
忽略热泵机组与环境的热交换损失, 热泵制
热量 Q c ( kW ) 为:
Q c = Qe + Wm
( 16)
热泵吸热量 Q e 的计算式为:
Q e = qem r
( 17)
式中: qe 为单位质量工质的吸热量, kJ/ kg; m r 为 热泵中工质循环的质量流量, kg / s。
calcu lation chart
第 12期
蔚鹏飞, 等 利用电厂热量进行供暖的两种方式的比较
59
因此, 第一根管单位长度的散热损失 q1 为:
( t1 !- td, b ) R 2 - ( t2 !- td, b )R c
# # # q1 =
R1 ∀
R2
-
R
2 c
( 10)
# # 式中: td, b为土壤地表面温度, ; R 1 , R2 为
热阻 R t 为:
Rt =
1 2
t
ln
2H dz
+
2H 2 dz - 1
( 4)
H
=
h+
hj=
h+
t
!k
( 5)
式中: dz 为与土壤接触的管子外表面的直径, m; h 为从地表面到管中心线的埋设深度, m; hj 为假 想土壤层厚度, 此厚度的热阻等于土壤表面的热
阻, m; H 为管子的折算埋深, m; t 为土壤的导 热系数, W / ( m ∀ ), 当土壤温度为 10~ 40 时, 中等湿度土壤的导热系数 t 为 1 2~ 1 5 W / ( m∀ ) ; !k 为土壤表面的换热系数无沟敷设保 温管道的散热损失, !k = 12~ 15 W / ( m ∀ ) 。
所以, 从循环冷却水中置换出的热量等于热 泵利用热量 [ 5] 与管网热损之和。
Q = Q e+ Q2
( 20)
将 Q, Q 2 的值 382 008 kW, 1 072 kW 代入式
道外径 dw 为 824 mm, 管道内径 dn 为 800 mm, 与
土壤接触的管子外表面的直径 dz 为 1 024 m。从 地表面到管中心线的埋设深度 h 为 1 5 m; 土壤的
导热系数 t 取 1 2 W / ( m ∀ ), 土壤表面的换
热系 数 无沟 敷 设 保温 管 道 的散 热 损 失 !k 取 为
12 W / ( m ∀ ) 。根据式 ( 5) 可得管子的折算埋
深 H 为 1 6 m。把相关数据代入式 ( 4)、式 ( 7) 、式
( 9) 中可得 R b, R t, R c 分别为 1 310 ( m ∀ ) /
W, 0 240 ( m ∀ ) /W, 0 078 ( m ∀ ) /W。
热 电 联 产 的 供 水、 回 水 温 度 为 120 和
( 12)
# R 2 = Rb, 2 + R t
( 13)
式中: R b, 1, R b, 2为第一根和第二根管道保温层的
热阻, ( m ∀ /W )。
R b, i =
2
1
b
ln d z dn
式中: dn 为管道内径, m。
系统总的管网热损 Q 2 为:
( i = 1, 2) ( 14)
Q 2 = l1 q1 + l2 q2
若 h /d z > 2, 式 ( 4) 和式 ( 6) 分别简化为:
Rt =
1 2
ln 4H t dz
( 7)
Q=
t- td, b
( 8)
2
1
b
ln
dz dw
+
1 2
t
ln
4H dz
当两根管道并列直埋敷设时, 应考虑管道之
间的传热影响。根据苏联学者 E. JI. 苏宾的方法, 将管道相互之间传热假想为一个附加热阻的 R c。
若 h /d z < 2, 无沟敷 设保温管 道的散 热损失 Q 为:
Q=
T R
- T d, b+R
b t
=
2
1
b
ln dz dw
+
T - T d, b
1 2
ln
t
2H dz
+
2H dz
2
-1
( 6)
式中: T d, b为土壤地表面温度, ; b 为保温材料 的导热系数, W / ( m ∀ ); R b 为管道保温层的 热阻, m ∀ /W; dw 为管道外径, m。
( 视电厂所处地区而异 ), 核电机组冷却循环水的
水量是火电 机组的 1 2 ~ 1 5 倍, 散 失的热 量更 多。 2005年全国火电装机 总量约 3 9 亿 kW, 按 非供热机组容量占火电总容量 86% 计算, 相当于 全年约有 3 4亿 t标准煤 白白扔到环境中 [ 1] 。针 对以上情况, 提出了相应的解决方法, 采用热泵 电厂余热联产的方式, 以达到节约冷却循环水提 高电厂热利用效率的目的。
循环水进口温度 / 凝汽器压力 /kP a
水室工作压力 /M Pa 冷却面积 /m2
冷却水流量 / (m3 ∀ h- 1 ) 冷却水流速 / ( m∀ s- 1 )
24 5 6 37 0 245 15 320 36 000 23
1 2 管道散热损失
在计算管道散热损失 [ 4] 时, 应考虑土壤的热
阻。由福尔赫盖伊默推导的传热学理论, 土壤的
2 568 419 kJ /kg; 凝汽器凝 结水温度 为 24 5 ,
焓值 hc !为 102 68 kJ/ kg。进入凝汽器的蒸汽量为 558 t /h, 冷却水量为 36 000 m3 /h, 24 5 时水的
密 度 为 997 170 kg /m3, 所 以 冷 却 水 量 为
35 898 12 t/ h。把以上数据代入式 ( 3) 可得 t =
代入式 ( 10)、式 ( 11) , 式 ( 15) 同理可得 q1, q2, Q 2 分别为 20 967 kW, 14 751 kW, 1 072 kW。
以北京市为例, 市热力集团供应的民用供暖
价格每建筑平方米为 24元, 采暖期为 125天, 由
民用建筑节能设计标准 JGJ26 - 95可知, 耗热量 指标为 20 6 W /m2。则将热电联产方式改变为热