CN104929707A - 电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统和优化运行方法 - Google Patents

Abstract

一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，其特点：包括冷凝/蒸发器与烟气过热器连通，烟气过热器与燃气锅炉的燃气过热器连通，燃气过热器与气动马达连通，气动马达与发电机连接，气动马达排气口与空冷散热器，空冷散热器与储液箱连通，储液箱通过工质升压泵与冷凝/蒸发器连通；冷凝/蒸发器与汽轮机连通，冷凝/蒸发器与蒸汽动力循环的凝结水泵连通；锅炉经空气预热器和静电除尘器与烟气过热器连通，烟气过热器经脱硫系统与烟囱连通。或烟气过热器分别与气动马达和燃气过热器连通。具有结构简单、合理，造价低廉，无特殊要求设备，可实施性好，特别是提高了机组能源利用率，降低了机组的供电热耗，节能、环保效果显著。并提供其优化运行方法。

Description

电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统和优化运行方法

技术领域

本发明涉及多种低温余热协同热发电技术领域，是一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统和优化运行方法。

背景技术

锅炉排烟余热和蒸汽动力循环排汽潜热是燃煤电站主要的热量损失，致使大型火电站的发电效率一般在40％左右，正是大约60％的热量损失释放到环境中(冷却水和大气中)，使得燃煤机组的发电效率难以大幅度提高。

电站锅炉为我国工业部门第一大能耗设备，为了防止锅炉尾部受热面酸腐蚀，保障锅炉连续安全运行，锅炉设计排烟温度远高于硫酸蒸汽的露点腐蚀温度，大型燃煤锅炉排烟温度在110℃～180℃之间，其热量相当于煤炭发热量的8％～12％，排烟余热资源约占工业余热资源量的20％，余热资源浪费极为严重。蒸汽动力循环排汽潜热温度低、但是热量大，其排热量约为燃料热值的50％以上，为提高能源利用率，在北方寒冷地区汽轮机排汽冷凝热热泵供暖技术得到快速应用，但是在无需供暖的南方地区排汽潜热仍未有合适的利用途径。

发明内容

本发明的构思基础是，针对现有汽轮机排汽潜热量大、温度低，烟气余热量少，温度稍高的特性，以及排汽潜热和烟气排烟余热利用存在的不足，1)本发明提出以低沸点物质为工质，如氨、二氧化碳和有机工质等绿色工质，燃煤电站排汽潜热作工质蒸发器的热源，排烟余热作工质一级过热器的热源，燃气作工质二级过热器的热源的排汽潜热与排烟余热联合发电系统，通过排汽潜热、燃煤锅炉排烟余热和燃气串接耦合来为低温工质气动马达提供流量更大、温度更高的过热蒸气，显著增加低温工质朗肯循环作功能力和循环热效率；2)本发明提出电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统的优化运行方法，伴随环境气温的变化，通过优化调整汽轮机排汽压力和温度，调节汽轮机和气动马达发电功率，以汽轮机和气动马达发电功率之和最大化为目标，优化分析不同环境气温下机组运行特性；3)本发明在环境低温时段，采用排烟余热一级过热，利用环境低温资源降低气动马达排蒸气参数，增加气动马达机组焓降，实现满负荷发电，在环境高温时段，采用排烟余热一级过热，燃气二级过热，在环境气温导致气动马达排气参数提供的工况下，通过燃气二级过热提高气动马达进气参数，增加气动马达机组焓降，维持气动马达机组满负荷发电。

本发明的目的是，提供一种排汽潜热与排烟余热联合发电系统和优化运行方法，可联合利用机组汽轮机排汽潜热、排烟余热和环境低温资源实现连续、稳定、高效发电，在环境高温时段通过燃气过热工质实现气动马达满负荷稳定运行，环境低温时段可以充分利用天然冷源的节能、环保发电系统，依据环境气温变化，优化汽轮机排汽压力使汽轮机组与气动马达机组总输出功率最大化的优化运行方法。

实现本发明目的所采用的技术方案是：一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，其特征在于：它包括冷凝/蒸发器3低温侧气态工质输出端经第一截止阀20与烟气过热器8低温侧输入端相连通，烟气过热器8低温侧输出端通过第二截止阀23与燃气锅炉11的燃气过热器13低温侧输入端相连通，燃气过热器13低温侧输出端与气动马达14输入端相连通，气动马达14输出端与发电机15输入端连接，气动马达排气口21与空冷散热器16输入端连通，空冷散热器16输出端与储液箱18输入端连通，储液箱18输出端通过工质升压泵19与冷凝/蒸发器3低温侧液态工质输入端连通；冷凝/蒸发器3高温侧水蒸气入口与汽轮机排汽口24相连通，冷凝/蒸发器3热水井出口端与蒸汽动力循环的凝结水泵4入口相连通；锅炉5排烟输出端经过空气预热器6和静电除尘器7与烟气过热器8高温侧输入端连通，烟气过热器8高温侧输出端经脱硫系统9与烟囱10输入端连通。

所述烟气过热器(8)的输出端通过三通换向阀(21)分别与气动马达(14)输入端和燃气过热器(13)低温侧输入端连通。

一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统的优化运行方法，其特征在于：依据环境气温的变化，自动调整汽轮机排汽压力，整个机组输出功率最大，整个调整过程机理由下述方程组定量描述：

机组功率变化：

ΔW_tp＝ΔW_t+ΔW_e   (1)

汽轮机功率增量：

ΔW_t＝(h_n0-h_n)·q_m,e·η_t·η_m·η_e   (2)

h_n＝f(t_n)   (3)

气动马达功率增量：

ΔW_e＝(h_e-h_w)·q_m,am·η_et·η_em·η_eg   (4)

t_e＝t_am+t_sup   (5)

h_e＝f(t_e,P_am)   (6)

h_w＝f(t_w)   (7)空冷散热器传热模型：

$t_w=\frac{Q_e}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}\·\frac{1}{1-e^{-\mathrm{NTU}}}+t_a---\left(8\right)$

$\mathrm{NTU}=\frac{K_a\·F_a}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}---\left(9\right)$

空冷散热器换热系数：

Re＝vNF·d_e/v_a   (10)

Nu＝0.215Re^0.44   (11)

K_a＝Nu·λ_a/d_e   (12)

冷凝/蒸发器模型：

Q_e＝F_d·K_d·(t_n-t_am)   (13)

$\frac{1}{K_d}=\frac{1}{h_{\mathrm{do}}}+\frac{{\mathrm{\δ}}_d}{{\mathrm{\λ}}_d}+\frac{1}{h_{\mathrm{di}}}---\left(14\right)$

其中，S_F空冷散热器迎风面积，F_a空冷散热器总换热面积，F_d冷凝/蒸发器换热面积，d_e空冷散热器翅片管束的当量直径，η_t汽轮机低压缸效率，η_m汽轮机机械效率，η_e汽轮发电机效率，η_et气动马达相对内效率，η_em动马达机械效率，η_eg动马达发电机效率，h_do冷凝/蒸发器管外蒸汽凝结放热系数，h_di冷凝/蒸发器管内氨沸腾换热系数，δ_d冷凝/蒸发器管壁厚，λ_d冷凝/蒸发器管壁导热系数，为系统设计参数，Q_e排汽热负荷，h_n0汽轮机排汽压力调整前汽轮机排汽焓，q_m,e汽轮机排汽流量，q_m,am工质流量，vNF迎面风速，ρ空气密度，C_p空气定压比热，λ_a空气在定性温度下的导热系数，v_a空气在定性温度下的粘度系数，在运行中为已知量，ΔW_tp汽轮机与气动马达机组总发电功率增量，ΔW_t汽轮机组发电功率增量，ΔW_e气动马达机组发电功率增量，h_n汽轮机排汽焓，t_n汽轮机排汽饱和温度，对应排汽压力P_n，h_e气动马达入口工质焓，h_w气动马达出口工质焓，t_e气动马达入口工质温度，t_am冷凝/蒸发器内工质气化温度，P_am冷凝/蒸发器内工质气化压力，t_sup工质过热温度，t_w空冷散热器内工质冷凝温度，NTU传热单元数，t_a冷却空气气温，K_a空冷散热器传热系数，Re空冷散热器对流传热雷洛数，Nu空冷散热器对流传热努塞尔数，K_d冷凝/蒸发器总换热系数；联立式(10)、式(11)、式(12)，确定K_a，再联立式(8)、式(9)，确定t_w，由工质饱和参数表确定h_w，再由式(13)，式(14)确定某t_n工况下的t_am，再查工质饱和参数表确定P_am，再联立式(5)，式(6)，确定h_e，由式(4)确定ΔW_e，由t_n查水蒸气饱和参数表确定h_n，结合给定h_n0由式(2)确定ΔW_t，进而由式(1)确定ΔW_tp。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统优点体现在：一是本发明采用低沸点的物质作为朗肯循环工质，如氨、二氧化碳、有机工质等绿色工质，既可在较低温度热源下气化，又可避免在环境低温条件下结冻；二是本发明以温度低、热量大的汽轮机排汽潜热为工质气化热源，温度较高、热量小的锅炉排烟余热为工质一级过热热源，温度更高的燃气锅炉烟气为工质二级过热热源，环境低温冷能(即环境天然低温资源)作为工质的冷凝资源，既可为气动马达发电机组提供稳定的能源，又可提高气动马达机组初参数、降低终参数，联合利用汽轮机排汽潜热、锅炉排烟余热作为热源、环境低温资源作为冷源实现稳定、高效发电；三是系统在高温时段，工质通过锅炉排烟一次过热后，再经过燃气锅炉烟气二次过热后进入气动马达作功，提高气动马达机组入口工质参数，在高温时段马达机组排气参数提高的工况下仍可维持机组满负荷运行；低温时段则工质经过锅炉排烟一次过热后直接送入气动马达作功，既节省了运行成本又简化了系统操作；四是该系统串接与蒸汽动力循环，随着环境气温的变化，依据电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统优化运行方法，调节汽轮机排汽压力，可维持汽轮发电机组和气动马达发电机组总输出功率最大化；五是本发明系统结构简单、合理，造价低廉，无特殊要求设备，可实施性好，更重要的是提高了机组能源利用率，降低了机组的供电热耗，节能、环保效果显著。

附图说明

图1为实施例1的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统结构示意图；

图2为实施例2的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统结构示意图；

图3为蒸汽动力循环耦合低温工质朗肯循环温-熵示意图；

图4为不同环境气温下气动马达功率增量随汽轮机排汽压力的变化规律示意图；

图5为不同环境气温下下汽轮机与气动马达机组总发电功率增量随汽轮机排汽压力的变化规律示意图；

图6为本发明专利发电机组与直接空冷机组最佳排汽压力随环境气温变化趋势示意图；

图7为本发明专利发电机组与直接空冷机组总输出功率随环境气温的变化趋势示意图。

图中：1汽轮机，2汽轮发电机，3冷凝/蒸发器，4凝结水泵，5锅炉，6空气预热器，7静电除尘器，8烟气过热器，9脱硫系统，10烟囱，11燃气锅炉，12燃烧器，13燃气过热器，14气动马达，15气动马达发电机，16空冷散热器，17空冷风机，18储液箱，19工质升压泵，20第一截止阀，21三通换向阀，22气动马达排气口，23第二截止阀，24汽轮机排汽口，31低温工质，32水蒸汽，33蒸汽动力循环，34低温工质朗肯循环，41汽轮机初参数，42汽轮机排汽参数，43凝结水参数，44气动马达初参数，45气动马达排气参数，46低温工质凝结参数，47液态低温工质饱和参数，48气态低温工质饱和参数

具体实施方式

下面利用附图和具体实施方式对本发明作进一步说明。

实施例1：参照图1，实施例1的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统包括冷凝/蒸发器3低温侧气态工质输出端经第一截止阀20与烟气过热器8低温侧输入端相连通，烟气过热器8低温侧输出端通过第二截止阀23与燃气锅炉11的燃气过热器13低温侧输入端相连通，燃气过热器13低温侧输出端与气动马达14输入端相连通，气动马达14输出端与发电机15输入端连接，气动马达排气口21与空冷散热器16输入端连通，空冷散热器16输出端与储液箱18输入端连通，储液箱18输出端通过工质升压泵19与冷凝/蒸发器3低温侧液态工质输入端连通；冷凝/蒸发器3高温侧水蒸气入口与汽轮机排汽口24相连通，冷凝/蒸发器3热水井出口端与蒸汽动力循环的凝结水泵4入口相连通；锅炉5排烟输出端经过空气预热器6和静电除尘器7与烟气过热器8高温侧输入端连通，烟气过热器8高温侧输出端经脱硫系统9与烟囱10输入端连通。

实施例2：参照图2，实施例2的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统与实施例相同，不同之处仅为烟气过热器8输出端通过三通换向阀21第一输出端与气动马达14输入端连通；烟气过热器8输出端通过三通换向阀21第二输出端与燃气过热器13输入端连通。

实施例1与实施例2中所有设备均为市售产品。

参照图3，水蒸气32从汽轮机初参数41在汽轮机1中膨胀做功后降低为汽轮机排汽参数42，汽轮机排汽参数42在冷凝/蒸发器3中凝结为凝结水参数33，凝结水参数33经过锅炉5气化、过热为汽轮机初参数41，完成蒸汽动力循环33；低温工质31从液态低温工质饱和参数47吸收水蒸气32的冷凝热量气化为气态低温工质饱和参数48，气态低温工质饱和参数48经过烟气过热器8或燃气过热器13过热为气动马达初参数44，气动马达初参数44在气动马达14中膨胀做功后降低为气动马达排气参数45，气动马达排气参数45经过空冷散热器16冷凝为低温工质凝结参数46，低温工质凝结参数46经过工质升压泵19升压为液态低温工质饱和参数47，完成低温工质朗肯循环34，蒸汽动力循环33与低温工质朗肯循环34的传热温差为冷凝/蒸发器3的传热端差。

参照图3、图4和图5，本发明电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统的优化运行方法，依据环境气温的变化，自动调整汽轮机排汽压力，整个机组输出功率最大，整个调整过程机理由下述方程组定量描述：

机组功率变化：

ΔW_tp＝ΔW_t+ΔW_e   (1)

汽轮机功率增量：

ΔW_t＝(h_n0-h_n)·q_m,e·η_t·η_m·η_g   (2)

h_n＝f(t_n)   (3)

气动马达功率增量：

ΔW_e＝(h_e-h_w)·q_m,am·η_et·η_em·η_eg   (4)

t_e＝t_am+t_sup   (5)

h_e＝f(t_e,P_am)   (6)

h_w＝f(t_w)   (7)

空冷散热器传热模型：

$t_w=\frac{Q_e}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}\·\frac{1}{1-e^{-\mathrm{NTU}}}+t_a---\left(8\right)$

$\mathrm{NTU}=\frac{K_a\·F_a}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}---\left(9\right)$

空冷散热器换热系数：

Re＝vNF·d_e/v_a   (10)

Nu＝0.215Re^0.44   (11)

K_a＝Nu·λ_a/d_e   (12)

冷凝/蒸发器模型：：

Q_e＝F_d·K_d·(t_n-t_am)   (13)

$\frac{1}{K_d}=\frac{1}{h_{\mathrm{do}}}+\frac{{\mathrm{\δ}}_d}{{\mathrm{\λ}}_d}+\frac{1}{h_{\mathrm{di}}}---\left(14\right)$

其中，S_F空冷散热器迎风面积，F_a空冷散热器总换热面积，F_d冷凝/蒸发器换热面积，d_e空冷散热器翅片管束的当量直径，η_t汽轮机低压缸效率，η_m汽轮机机械效率，η_e汽轮发电机效率，η_et气动马达相对内效率，η_em动马达机械效率，η_eg动马达发电机效率，h_do冷凝/蒸发器管外蒸汽凝结放热系数，h_di冷凝/蒸发器管内氨沸腾换热系数，δ_d冷凝/蒸发器管壁厚，λ_d冷凝/蒸发器管壁导热系数，为系统设计参数，Q_e排汽热负荷，h_n0汽轮机排汽压力调整前汽轮机排汽焓，q_m,e汽轮机排汽流量，q_m,am工质流量，vNF迎面风速，ρ空气密度，C_p空气定压比热，λ_a空气在定性温度下的导热系数，v_a空气在定性温度下的粘度系数，在运行中为已知量，ΔW_tp汽轮机与气动马达机组总发电功率增量，ΔW_t汽轮机组发电功率增量，ΔW_e气动马达机组发电功率增量，h_n汽轮机排汽焓，t_n汽轮机排汽饱和温度，对应排汽压力P_n，h_e气动马达入口工质焓，h_w气动马达出口工质焓，t_e气动马达入口工质温度，t_am冷凝/蒸发器内工质气化温度，P_am冷凝/蒸发器内工质气化压力，t_sup工质过热温度，t_w空冷散热器内工质冷凝温度，NTU传热单元数，t_a冷却空气气温，K_a空冷散热器传热系数，Re空冷散热器对流传热雷洛数，Nu空冷散热器对流传热努塞尔数，K_d冷凝/蒸发器总换热系数；联立式(10)、式(11)、式(12)，确定K_a，再联立式(8)、式(9)，确定t_w，由工质饱和参数表确定h_w，再由式(13)，式(14)确定某t_n工况下的t_am，再查工质饱和参数表确定P_am，再联立式(5)，式(6)，确定h_e，由式(4)确定ΔW_e，由t_n查水蒸气饱和参数表确定h_n，结合给定h_n0由式(2)确定ΔW_t，进而由式(1)确定ΔW_tp。

实施例2的一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，根据气动马达发电机组容量以及环境气温的高低，工作过程可分为环境高温时段和环境低温时段，具体过程为：

环境高温时段：实施一级烟气过热与二级燃气过热运行，冷凝/蒸发器3低温侧的气态工质输出端的饱和气态工质通过第一截止阀进入烟气过热器8低温侧一次过热，烟气过热器8低温侧出口的一次过热气态工质进入通过换向三通阀21第二输出端进入燃气过热器13低温侧二次过热，燃气过热器13低温侧出口的二次过热气态工质进入气动马达14膨胀做功，气动马达14排气直接送入空冷散热器16冷凝放热，凝结后的液态工质进入储液箱18，储液箱18中的液态工质通过工质升压泵19升压后送入冷凝/蒸发器3低温侧的液态工质输入端。

环境低温时段：实施一级烟气过热运行，冷凝/蒸发器3低温侧的气态工质输出端的饱和气态工质通过第一截止阀进入烟气过热器8低温侧过热，烟气过热器8低温侧出口的过热气态工质进入气动马达14膨胀做功，气动马达14排气直接送入空冷散热器16冷凝放热，凝结后的液态工质进入储液箱18，储液箱18中的液态工质通过工质升压泵19升压后送入冷凝/蒸发器3低温侧的液态工质输入端。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，联合利用电站汽轮机排汽潜热、锅炉排烟余热、燃气热能提高气动马达发电机组的初参数，环境低温冷能降低气动马达发电机组的终参数，以低沸点物质，如氨、二氧化碳和有机工质等为工质，可在热量大、温度低的汽轮机排汽潜热下气化为饱和气态工质，再利用热量少、温度较高的排烟余热一次过热工质，温度更高的燃气热能二次过热工质，如此可克服的缺点如下：①排汽潜热温度低无法有效利用；②排汽潜热气化的工质蒸气初温低，导致的焓降小、发电效率低；③锅炉排烟无有效利用途径，排烟温度高，锅炉热损失大，汽轮发电机组热经济性差；④燃气热能二次过热工质可在环境高温时限提高气动马达机组初参数，进而提高低温工质初始焓值，在环境高温时限气动马达机组低温工质排气参数高、排气焓大的工况下，仍可维持气动马达机组稳定的焓降，确保气动马达机组满负荷运行。汽轮机排汽潜热、锅炉排烟余热、燃气热能和环境低温冷能联合供能，增加了工质流量、提高了工质初参数，既增大了气动马达发电机组容量，又提高了循环效率，进而显著提高了汽轮发电机组热经济性。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，采用低沸点工质朗肯循环串接蒸汽动力循环的空气冷却系统。冷凝/蒸发器串接蒸汽动力循环和朗肯循环，隔断了环境气温的变化对汽轮机排汽参数的直接影响，可消除大风、环境气温高频、大幅度变化对汽轮机排汽压力的影响，提高汽轮发电机组的运行安全性。环境气温决定了空冷散热器的冷凝温度，即气动马达排气参数，在环境高温时段，工质经过气化和两级过热，提高了初参数，抵消了环境气温升高对气动马达排气参数的影响，可维持工质作功能力不降，实现气动马达发电机组全年满负荷运行，提高设备利用率；在环境低温时段，由于低沸点工质不必考虑冷却过程中的结冻问题，环境气温越低，气动马达排气温度越低，所以可最大限度的利用环境低温冷能，增大气动马达机组焓降，提高发电效率。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，可应用于燃煤发电机组、燃气发电机组以及生物质发电机组等，只要原发电机组有汽轮机排汽潜热和烟气余热，都可应用本发明。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统优化运行方法，根据环境气温的变化，人为调整汽轮机排汽压力或温度。电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统的低温工质朗肯循环通过冷凝/蒸发器串接耦合蒸汽动力循环，表征其运行经济性优劣不宜采用汽轮机排汽压力这一指标，宜以汽轮机机组和气动马达机组的总输出功率来充当。汽轮机作功能力可调节的影响因素主要为其排汽压力；而气动马达作功能力的影响因素较多，包括入口过热氨气温度、压力和排气温度，工质过热温度、压力决定于汽轮机的排汽温度和工质过热度，而工质过热度由烟气余热量和燃气热量决定，在不增加燃料消耗的工况下余热量基本稳定，即过热度近似是个定值；排气温度是由环境气温和冷却空气流量决定的，环境气温由自然条件决定，不可人为调整，冷却空气流量越大，排气温度越低，作功能力越大。所以汽轮机排汽压力与汽轮机组和气动马达机组的总输出功率联系最密切，表现为：(1)汽轮机排汽压力高低直接影响着汽轮机低压缸理想焓降、机组循环热效率；(2)汽轮机排汽压力高低直接决定了排汽温度，影响了气动马达的入口氨气参数。通过调整汽轮机排汽压力，进而调整气动马达入口参数来使其充分利用环境低温资源发电，可使整机发电量最大化，效率达到最佳。

本发明的电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，曾采用氨为朗肯循环工质，采用600MW亚临界直接空冷机组(N600-16.67/538/538)参数、蒙东某地区典型年温—时分布为基准，汽轮机排汽压力调整前为15kPa，则由优化运行方法计算得到不同环境气温下气动马达机组发电功率增量变化如图4所示，不同环境气温下汽轮机机组和气动马达机组的总输出功率增量如图5所示，由优化运行计算方法和图5可知，最佳汽轮机排汽压力随环境气温变化趋势如图6，机组总输出功率随环境气温的变化趋势如图7所示。当环境气温分别为-30℃，-20℃和-10℃时，汽轮机机组和气动马达机组的总输出功率较原单一直接空冷汽轮机机组可提高41.4MW，32.9MW和24.5MW，累计年供电量可增加10.17％，从而大幅度的提高了蒸汽动力循环发电机组的热经济性。

以上内容是结合具体的实施方式对本发明所作的进一步说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明，对于本发明所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干简单推演或替换，都应当视为属于本发明的保护范围。

Claims (3)

1.一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，其特征在于：它包括冷凝/蒸发器(3)低温侧气态工质输出端经第一截止阀(20)与烟气过热器(8)低温侧输入端相连通，烟气过热器(8)低温侧输出端通过第二截止阀(23)与燃气锅炉(11)的燃气过热器(13)低温侧输入端相连通，燃气过热器(13)低温侧输出端与气动马达(14)输入端相连通，气动马达(14)输出端与发电机(15)输入端连接，气动马达排气口(21)与空冷散热器(16)输入端连通，空冷散热器(16)输出端与储液箱(18)输入端连通，储液箱(18)输出端通过工质升压泵(19)与冷凝/蒸发器(3)低温侧液态工质输入端连通；冷凝/蒸发器(3)高温侧水蒸气入口与汽轮机排汽口(24)相连通，冷凝/蒸发器(3)热水井出口端与蒸汽动力循环的凝结水泵(4)入口相连通；锅炉(5)排烟输出端经过空气预热器(6)和静电除尘器(7)与烟气过热器(8)高温侧输入端连通，烟气过热器(8)高温侧输出端经脱硫系统(9)与烟囱(10)输入端连通。

2.根据权利要求1所述的一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统，其特征在于：所述烟气过热器(8)的输出端通过三通换向阀(21)分别与气动马达(14)输入端和燃气过热器(13)低温侧输入端连通。

3.根据权利要求1所述的一种电站排汽潜热与排烟余热联合发电系统,其特征在于：其优化运行方法是依据环境气温的变化，自动调整汽轮机排汽压力，整个机组输出功率最大，整个调整过程机理由下述方程组定量描述：

机组功率变化：

ΔW_tp＝ΔW_t+ΔW_e   (1)

汽轮机功率增量：

ΔW_t＝(h_n0-h_n)·q_m,e·η_t·η_m·η_e   (2)

h_n＝f(t_n)   (3)

气动马达功率增量：

ΔW_e＝(h_e-h_w)·q_m,am·η_et·η_em·η_eg   (4)

t_e＝t_am+t_sup   (5)

h_e＝f(t_e,P_am)   (6)

h_w＝f(t_w)   (7)

空冷散热器传热模型：

$t_w=\frac{Q_e}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}\·\frac{1}{1-e^{-\mathrm{NTU}}}+t_a---\left(8\right)$

$\mathrm{NTU}=\frac{K_a\·F_a}{S_F\·\mathrm{vNF}\·\mathrm{\ρ}\·C_p}---\left(9\right)$

空冷散热器换热系数：

Re＝vNF·d_e/v_a   (10)

Nu＝0.215Re⁰ _. ⁴⁴   (11)

K_a＝Nu·λ_a/d_e   (12)

冷凝/蒸发器模型：

Q_e＝F_d·K_d·(t_n-t_am)   (13)

$\frac{1}{K_d}=\frac{1}{h_{\mathrm{do}}}+\frac{{\mathrm{\δ}}_d}{{\mathrm{\λ}}_d}+\frac{1}{h_{\mathrm{di}}}---\left(14\right)$

其中，S_F空冷散热器迎风面积，F_a空冷散热器总换热面积，F_d冷凝/蒸发器换热面积，d_e空冷散热器翅片管束的当量直径，η_t汽轮机低压缸效率，η_m汽轮机机械效率，η_e汽轮发电机效率，η_et气动马达相对内效率，η_em动马达机械效率，η_eg动马达发电机效率，h_do冷凝/蒸发器管外蒸汽凝结放热系数，h_di冷凝/蒸发器管内氨沸腾换热系数，δ_d冷凝/蒸发器管壁厚，λ_d冷凝/蒸发器管壁导热系数，为系统设计参数，Q_e排汽热负荷，h_n0汽轮机排汽压力调整前汽轮机排汽焓，q_m,e汽轮机排汽流量，q_m,am工质流量，vNF迎面风速，ρ空气密度，C_p空气定压比热，λ_a空气在定性温度下的导热系数，v_a空气在定性温度下的粘度系数，在运行中为已知量，ΔW_tp汽轮机与气动马达机组总发电功率增量，ΔW_t汽轮机组发电功率增量，ΔW_e气动马达机组发电功率增量，h_n汽轮机排汽焓，t_n汽轮机排汽饱和温度，对应排汽压力P_n，h_e气动马达入口工质焓，h_w气动马达出口工质焓，t_e气动马达入口工质温度，t_am冷凝/蒸发器内工质气化温度，P_am冷凝/蒸发器内工质气化压力，t_sup工质过热温度，t_w空冷散热器内工质冷凝温度，NTU传热单元数，t_a冷却空气气温，K_a空冷散热器传热系数，Re空冷散热器对流传热雷洛数，Nu空冷散热器对流传热努塞尔数，K_d冷凝/蒸发器总换热系数；联立式(10)、式(11)、式(12)，确定K_a，再联立式(8)、式(9)，确定t_w，由工质饱和参数表确定h_w，再由式(13)，式(14)确定某t_n工况下的t_am，再查工质饱和参数表确定P_am，再联立式(5)，式(6)，确定h_e，由式(4)确定ΔW_e，由t_n查水蒸气饱和参数表确定h_n，结合给定h_n0由式(2)确定ΔW_t，进而由式(1)确定ΔW_tp。