單壓系統的概念
目前普遍採用的單壓系統熱力流程如圖一所示。本熱力系統中，窯頭餘熱鍋爐和窯尾餘熱鍋爐生產相同或相近參數的主蒸汽，混合後進入汽輪機，汽輪機只有一個進汽口——主進汽口。主蒸汽在汽輪機內作功後經除氧，由給水泵為窯頭餘熱鍋爐供水，窯頭餘熱鍋爐生產的熱水再為窯頭餘熱鍋爐蒸汽段和窯尾餘熱鍋爐供水，兩台餘熱鍋爐生產出合格的主蒸汽，從而形成一個完整的熱力循環。圖一：單壓系統熱力流程
這個熱力系統的特點是汽輪機只設定一個進汽口，窯頭餘熱鍋爐和窯尾餘熱鍋爐只生產參數相同或相近的主蒸汽。那么對於水泥窯廢氣餘熱的調配及利用、餘熱鍋爐的設計、電站熱力系統的配置等因素的考慮的唯一的目的，就是提高主蒸汽產量及品質。主蒸汽產量及品質在外部條件確定的情況下，完全決定了餘熱發電系統的發電功率。
影響主蒸汽參數選擇的外部因素
影響主蒸汽參數選擇的外部因素有：進口煙風特性、出口煙風特性、鍋爐製造成本、汽輪機汽耗等。3.1 進口煙風特性
進口煙風特性包括煙氣量、煙氣溫度、煙氣成分等，影響主蒸汽參數選擇的主要因素是煙氣的溫度。煙氣的溫度決定了主蒸汽可能達到的最高溫度。主蒸汽最高溫度一般要比廢氣溫度低10~15℃。影響煙氣溫度的幾個因素包括：窯尾出C1筒以及冷卻機排煙（風）溫度的設計值、窯尾C1筒及C1筒到窯尾高溫風機或增溫塔入口廢氣管道的保溫狀況、窯尾生料的投料量及噴煤量、窯尾生料配料是否含有煤矸石等物質、窯尾預熱器漏風狀況、窯頭冷卻機取風位置以及熟料產量等。
3.2 出口煙風特性
出口煙風特性也就是餘熱鍋爐出口煙氣（風）特性，包含煙氣量、煙氣溫度、煙氣成分等，影響主蒸汽參數選擇的主要因素同樣是煙氣的溫度。餘熱鍋爐允許的排煙（風）溫度影響了餘熱鍋爐可利用的煙氣溫降，影響了餘熱鍋爐可能的最大產汽量，甚至影響汽水系統的配置。影響排煙溫度的幾個因素包括：生料和煤的水份狀況以及磨機的形式、後續收塵器的形式及環保要求等。允許的排煙溫度越低，意味著餘熱鍋爐可利用的熱量的增加，為了更多的吸收此部分熱量，意味著蒸汽參數和蒸汽量有所調整。
3.3 鍋爐製造成本
鍋爐製造成本主要取決窄點溫差（ΔT）的選擇。鍋爐傳熱吸熱特性如下圖二所示。鍋爐給水由溫度Tg加熱到飽和溫度Ts，然後給水在這一溫度下繼續吸熱汽化成飽和蒸汽，飽和蒸汽繼續吸熱後生溫到Tc，成為合格的過熱主蒸汽。煙氣流程呈線性下降。窄點溫差ΔT決定了換熱過程的難易程度。
圖二：鍋爐傳熱吸熱特性
（Tin：煙氣進口溫度；Tou：煙氣出口溫度；Tg：鍋爐給水溫度；Tc：鍋爐主蒸汽溫度；
Ts：鍋爐鍋筒壓力下的飽和水和水蒸氣的溫度；ΔT：傳熱窄點溫差）
根據傳熱學公式：Q=C.F.ΔT，當換熱溫差ΔT小時，當吸收同樣熱量的時候，餘熱鍋爐需要更大的受熱面，從而增加鍋爐製造成本。
3.4 汽輪機汽耗率
汽輪機汽耗率反映的是汽輪機和發電機的綜合效率，它最終決定了汽輪機的實際發電功率。
水泥窯純低溫餘熱電站低參數汽輪機在不同工況下的理論汽耗率如表一、表二、表三所示。
表一：
進汽壓力 (MPa) | 進汽溫度 (℃) | 進汽焓 (kJ/kg) | 排汽壓力 (MPa) | 排汽溫度 (℃) | 排汽焓 (kJ/kg) | 汽輪機及發電機 總效率(%) | 汽耗率 (kg/kWh) |
1.25 | 310 | 3066.3 | 0.008 | 41.5 | 2400.0 | 77.5 | 5.395 |
1.0 | 310 | 3072.4 | 0.008 | 41.5 | 2427.8 | 77.5 | 5.585 |
0.8 | 310 | 3077.3 | 0.008 | 41.5 | 2454.9 | 77.5 | 5.790 |
0.6 | 310 | 3082.0 | 0.008 | 41.5 | 2489.0 | 77.5 | 6.085 |
表二：
進汽壓力 (MPa) | 進汽溫度 (℃) | 進汽焓 (kJ/kg) | 排汽壓力 (MPa) | 排汽溫度 (℃) | 排汽焓 (kJ/kg) | 汽輪機及發電機 總效率(%) | 汽耗率 (kg/kWh) |
1.25 | 310 | 3066.3 | 0.007 | 38.9 | 2386.9 | 77.5% | 5.299 |
1.0 | 310 | 3072.4 | 0.007 | 38.9 | 2427.8 | 77.5% | 5.477 |
0.8 | 310 | 3077.3 | 0.007 | 38.9 | 2442.6 | 77.5% | 5.672 |
0.6 | 310 | 3082.0 | 0.007 | 38.9 | 2477.3 | 77.5% | 5.953 |
表三：
進汽壓力 (MPa) | 進汽溫度 (℃) | 進汽焓 (kJ/kg) | 排汽壓力 (MPa) | 排汽溫度 (℃) | 排汽焓 (kJ/kg) | 汽輪機及發電機 總效率(%) | 汽耗率 (kg/kWh) |
1.25 | 310 | 3066.3 | 0.005 | 32.8 | 2356.2 | 77.5% | 5.070 |
1.0 | 310 | 3072.4 | 0.005 | 32.8 | 2383.9 | 77.5% | 5.229 |
0.8 | 310 | 3077.3 | 0.005 | 32.8 | 2410.9 | 77.5% | 5.403 |
0.6 | 310 | 3082.0 | 0.005 | 32.8 | 2444.9 | 77.5% | 5.651 |
影響主蒸汽參數選擇的熱力學內在因素
熱力學中為了提高循環熱效率也就是提高發電量，通常採取提高主蒸汽參數包括提高主蒸汽溫度和主蒸汽壓力來實現。其原因如下：4.1 蒸汽初壓力對循環熱效率的影響
研究蒸汽參數對循環熱效率的影響時，運用T-s圖最為方便。
如圖三所示，原循環（吸熱過程為4-1）的平均吸熱溫度為 ，現維持初溫T1和終壓 P2不變，而將初壓由P1提高至P1’。設初壓提高后循環（吸熱過程為4-1’）的平均吸熱溫度為 ，顯然由於 ，故初壓提高后的循環熱效率 ηt’必大於原循環的熱效率ηt，即
循環熱效率ηt與初壓 P1的關係如圖四所示。該圖表明，熱效率ηt是隨著 P1的提高而增加的，且當 P1較低時，ηt隨 P1的提高有顯著增加，而當 P1較高時，ηt的增加就不那么明顯了。這主要是由於飽和溫度的提高比飽和壓力的提高要慢得多，特別在高壓時更是如此。
圖三 蒸汽初壓對循環的影響 圖四 熱效率與初壓的關係
另外，單純提高初壓，會使汽輪機膨脹終了時的乏汽乾度下降，而蒸汽中含水過多將危及汽輪機的安全，並且降低汽輪機最後幾級的工作效果。因此在提高初壓時，應同時提高初溫，以保證乏汽的乾度不致過低。按汽輪機的設計要求，乏汽乾度應不低於88%。
4.2 蒸汽初溫度對循環熱效率的影響
用類似的分析方法可以得到：若維持初壓 P1和終壓 P2不變（因而 不變）而將初溫由 T1提高至 時，由於必然會提高循環的平均吸熱溫度 ，故循環熱效率 ηt亦必然增加，如圖三所示。圖四表示提高 T1時 ηt隨之增加的情況。
從圖三還可以看出，初溫提高后，循環功量將增大，因而使汽耗率降低；同時乏汽乾度也增大，這對汽輪機的工作也是有利的。
主蒸汽參數的選擇
根據上述熱力學分析，從提高熱力循環效率以及發電量考慮，水泥窯餘熱發電的主蒸汽參數應該是越高越好。但是受到影響餘熱電站主蒸汽參數選擇的外在因素的影響，提高主蒸汽的參數又要受到一定的限制，因此只能根據具體情況進行計算後，才能總結出一些規律。下表是筆者針對各壓力級的主蒸汽系統進行的熱力計算結果。某廠，其餘熱條件如下：窯頭中部取風后有153000m3(標)/h-360℃的廢氣進入窯頭餘熱鍋爐；窯尾出C1筒的廢氣參數為330000m3(標)/h-340℃，可全部進入窯尾餘熱鍋爐。窯尾餘熱鍋爐的出口廢氣溫度不應低於220℃，用於後續的生料烘乾。針對鍋爐生產2.5MPa、1.35 MPa、1.1 MPa、0.9 MPa、0.7 MPa等五種壓力的主蒸汽（進入汽輪機的主蒸汽壓力分別為2.35MPa、1.25 MPa、1.0 MPa、0.8 MPa、0.6 MPa）情況。計算發電量如表四所示。
發電能力變化（循環參數不同） 表四
鍋爐主蒸汽壓力等級 項目 | 2.5MPa | 1.35MPa | 1.35MPa | 1.1MPa | 0.9MPa | 0.7MPa | |
餘熱鍋爐主蒸汽溫度℃ | 320 | 320 | 310 | 320 | 320 | 320 | |
餘熱鍋爐主蒸汽焓值kJ/kg | 3058.6 | 3086.8 | 3064.9 | 3092.6 | 3097.1 | 3101.6 | |
餘熱鍋爐主蒸汽比容積m/kg | 0.1033 | 0.1968 | 0.1931 | 0.2429 | 0.2983 | 0.3852 | |
餘熱鍋爐鍋筒對應的飽和溫度℃ | 227.07 | 196.69 | 196.69 | 187.96 | 179.88 | 170.41 | |
汽輪機主蒸汽壓力MPa | 2.35 | 1.25 | 1.25 | 1.0 | 0.8 | 0.6 | |
汽輪機主蒸汽溫度℃ | 310 | 310 | 300 | 310 | 310 | 310 | |
SP爐 | 餘熱鍋爐進口廢氣流量Nm/h | 330000 | 330000 | 330000 | 330000 | 330000 | 330000 |
餘熱鍋爐進口廢氣溫度℃ | 340 | 340 | 340 | 340 | 340 | 340 | |
主蒸汽流量kg/h | 21783 | 23386 | 23616 | 23326 | 23282 | 23240 | |
給水溫度℃ | 170 | 170 | 170 | 170 | 170 | 170 | |
廢氣出口溫度℃（用於烘乾） | 234 | 220 | 220 | 220 | 220 | 220 | |
AQC爐 | 餘熱鍋爐進口廢氣流量Nm/h | 152800 | 152800 | 152800 | 152800 | 152800 | 152800 |
餘熱鍋爐進口廢氣溫度℃ | 360 | 360 | 360 | 360 | 360 | 360 | |
主蒸汽流量kg/h | 10637 | 12449 | 12572 | 12939 | 13383 | 13890 | |
給水溫度℃ | 40 | 40 | 40 | 40 | 40 | 40 | |
餘熱鍋爐廢氣出口溫度℃（進窯頭電收塵器） | 126.1 | 91.6 | 90.5 | 83.8 | 76.7 | 68.5 | |
汽輪機 | 汽輪機主蒸汽進汽壓力MPa | 1.25 | 2.35 | 1.25 | 1.0 | 0.8 | 0.6 |
汽輪機主蒸汽進汽流量kg/h | 32420 | 35835 | 36188 | 36265 | 36665 | 37130 | |
汽輪機排汽壓力MPa | 0.008 | 0.008 | 0.008 | 0.008 | 0.008 | 0.008 | |
汽輪機排汽溫度℃ | 41.5 | 41.5 | 41.5 | 41.5 | 41.5 | 41.5 | |
汽輪機(含發電機)總效率% | 77.5 | 77.5 | 77.5 | 77.5 | 77.5 | 77.5 | |
理論汽耗率kg/kWh | 4.967 | 5.395 | 5.461 | 5.585 | 5.79 | 6.085 | |
平均發電能力kW | 6527 | 6642 | 6627 | 6493 | 6332 | 6102 | |
最大發電能力kW （當汽輪機排汽壓力為0.005MPa時） | 7068 | 6935 | 6786 | 6570 |
通過表格中的計算結果可以看出：
a. 在主蒸汽都是320℃的情況下，主蒸汽壓力1.25MPa時發電量最大。
主蒸汽1.25MPa系統與主蒸汽0.8MPa系統相比，窯頭餘熱鍋爐煙氣溫度由1.25MPa系統的91.6℃降低到0.8MPa系統的76.7℃，蒸汽量增加了2.2%，發電功率減少了4.7%。選擇高循環參數的系統（1.25MPa）且冷卻水水溫足夠低的情況下（汽輪機排汽壓力降低到0.005MPa時），其發電功率比低循環參數（0.8MPa）且冷卻水溫較高（汽輪機排汽壓力為0.008MPa時）的發電系統提高發電量11.6%。
具體分析原因有以下幾點：
①．對於窯尾餘熱鍋爐，由於進口煙氣溫度和排煙溫度已經確定，也就是說可利用的廢氣熱值已經確定，那么窯尾餘熱鍋爐的蒸汽量取決於給水溫度（即給水焓值，本計算假定窯尾給水溫度一定，因為給水焓值隨壓力變化很小，可忽略變化的差值）及主蒸汽焓值。從表中可以看出，隨著主蒸汽參數降低，主蒸汽焓值升高，因此窯尾餘熱鍋爐的主蒸汽產量必定降低。那么主蒸汽作功能力隨蒸汽參數降低而降低，再加上所產蒸汽量降低，所以窯尾餘熱鍋爐將隨著主蒸汽參數降低導致發電功率降低。
②．對於窯頭，由於供應窯尾餘熱鍋爐的給水量減少以及排煙溫度不受制約，因此主蒸汽參數降低後窯頭餘熱鍋爐的主蒸汽產量有所提高。
③．汽輪機的汽耗率隨壓力降低而升高，主蒸汽1.25MPa系統與主蒸汽0.8MPa系統相比，汽耗率降低6.8%。汽耗率隨壓力變化趨勢的曲線如圖五。
圖五：
b. 在主蒸汽同樣是320℃的情況下，主蒸汽為2.35MPa的系統比1.25MPa的系統的發電量低。
這是因為在主蒸汽2.35MPa的系統中，窯尾餘熱鍋爐鍋筒的飽和溫度達到了227℃，加上最小換熱端差後，使得鍋爐的排煙溫度降不下來，達230℃，同樣窯頭也存在類似的問題。儘管汽輪機的汽耗率大幅降低，但不能在量上充分利用餘熱，使得蒸汽產量降低，因此綜合發電量降低。
c. 在主蒸汽壓力同樣是1.35MPa時，主蒸汽溫度320℃時比主蒸汽溫度310℃時的發電量大，這符合上述的熱力學的基本理論。
d. 值得一提的是：
①. 主蒸汽為0.8MPa系統中窯尾餘熱鍋爐給水溫度設定為170℃，而窯尾餘熱鍋爐鍋筒的飽和溫度達到了179.9℃，那么對於這么高溫度的給水，由於接近於汽化溫度，而會給管道帶來不安全因素。如果為了保障管道及系統安全運行，則必須降低窯尾餘熱鍋爐的給水溫度，就意味著給水焓值降低，則窯尾餘熱鍋爐的產汽量將更低，整套系統的發電量將更低。
②.有的學者認為：“對於同一種熱力循環系統，當主蒸汽溫度相同時，主蒸汽壓力越高，其發電能力越低，這一點是不遵循熱力循環基本理論的。這主要是因為；在水泥窯可用於發電的廢氣餘熱量及溫度已確定的條件下，主蒸汽壓力越高，鍋爐汽包蒸汽飽和溫度也就越高，相應的鍋爐出口廢氣溫度也提高。在此情況下，將產生不能回收的可用於發電的低溫餘熱量；或者雖然可以將不能回收的低溫餘熱量回收並用於發電，但由於廢氣溫度的提高，加大了換熱溫差從而增加了火用損失，也就同樣降低了發電能力……”因此部分學者和業主得出結論：主蒸汽壓力應根據汽輪機允許的壓力儘量採用低壓。通過上述計算和分析，以上觀點是不全面的。對於餘熱發電而言，整套熱力系統包含鍋爐、汽輪機、系統管道等諸多環節，不能單從鍋爐這個環節來判斷整個電站的發電功率。通過上述計算分析，主蒸汽的壓力的選擇應根據熱力系統計算結果選擇。
6．採用低壓熱力系統的條件
水泥窯單壓純餘熱發電系統有以下情況時，可優先考慮低壓力的熱力系統：
a. 廢氣參數太低，如有的廠窯尾廢氣溫度低於300℃，實在不能生產更高溫度和更高壓力的主蒸汽時，被迫生產低參數的主蒸汽。
b. 少數廠窯尾廢氣去生料烘乾的廢氣溫度比較低或水泥工藝不用窯尾廢氣去烘乾物料時，即當窯尾廢氣溫度允許降低到200℃以下時，為了充分利用廢氣餘熱，可採用低壓熱力系統。
