陳奧妙，張海娟，伍盛一，李小玲，王衛(wèi)強

（遼寧石油化工大學(xué)石油天然氣工程學(xué)院，遼寧 撫順 113001）

天然氣是密度低、效率高、污染少的高品位能源， 屬于增長最快的一次能源， 其運輸方式包括管道運輸和LNG船運輸[1-2]。 天然氣經(jīng)壓縮液化后為-162 ℃的液體，氣化過程中釋放大量冷量，約為840 kJ/kg，若每年使用LNG約500×104t，LNG氣化釋放約4.2×1012kJ總冷量，相當(dāng)于11.7×108kWh電能[3]。 因此，如何將LNG氣化過程中的冷能回收并且合理高效利用具有重要的現(xiàn)實意義。

LNG冷能多用于發(fā)電領(lǐng)域， 包括直接膨脹發(fā)電、二次媒體法、蒸汽循環(huán)、燃氣循環(huán)以及聯(lián)合循環(huán)發(fā)電等[4]，相關(guān)研究如下。

(1) 與卡琳娜循環(huán)有關(guān)的研究：Wang等[5]和Yan等[6]提出了以卡琳娜循環(huán)回收固體氧化物燃料電池（SOFC）驅(qū)動的新型綜合發(fā)電系統(tǒng)余熱。張麗等[7-9]將LNG冷能用于ORC/KCS循環(huán)發(fā)電及CO2捕集中，分別回收燃煤電廠、稠油開采廠以及固體燃料氧化物電池中余熱。

(2) 在超臨界壓力下的研究：Nami等[10]和Wang等[11]建立了新型的熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)回收余熱。鄭開云[12,13]對超臨界CO2循環(huán)熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)進行了初步研究。其后又對高溫部件選材及效率進行了分析研究[14]。吳闖等[15]建立了超臨界CO2主壓縮機間冷再熱再壓縮循環(huán)燃煤發(fā)電系統(tǒng)，最后同蒸汽循環(huán)燃煤發(fā)電組進行了性能比較。

(3) 對于聯(lián)合循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)的研究：嚴(yán)開輝等[16]構(gòu)建了一套燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)，得到系統(tǒng)熱效率達到最大時的參數(shù)。 呂雙雙等[17]建立了布林頓循環(huán)和朗肯循環(huán)聯(lián)合系統(tǒng)。 Aali等[18]針對伊朗薩巴蘭地?zé)峋跍囟群蛪毫Φ牟町?，提出了一種新的閃蒸-二元聯(lián)合循環(huán)發(fā)電方案。仇陽等[19]提出了一種結(jié)合LNG和燃煤廢氣發(fā)電與天然氣再液化的冷能利用系統(tǒng)并對系統(tǒng)進行了改進。 梁瑩等[20]以富氧燃燒為基礎(chǔ)，建立了聯(lián)合系統(tǒng)。

然而，目前鮮有人研究將LNG冷能利用技術(shù)應(yīng)用到卡琳娜循環(huán)與超臨界CO2（sCO2）循環(huán)聯(lián)合系統(tǒng)中。 基于此，為避免海水換熱造成的冷污染，本文將太陽能作為熱源代替海水換熱，LNG作為冷源，與卡琳娜-超臨界CO2（sCO2）聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)結(jié)合，以期得到更高的系統(tǒng)熱效率和火用效率。

1 系統(tǒng)流程

圖1為以內(nèi)循環(huán)卡琳娜循環(huán)、外循環(huán)超臨界CO2朗肯循環(huán)、太陽能供熱系統(tǒng)及LNG直接膨脹發(fā)電組成的聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)示意圖。

圖1 卡琳娜-超臨界二氧化碳（sCO2）循環(huán)系統(tǒng)流程圖Fig. 1 Flow chart of supercritical carbon dioxide (sCO2)Kalina cycle system

(1) 內(nèi)循環(huán)卡琳娜循環(huán)

卡琳娜循環(huán)以氨水作為工質(zhì)， 從蒸汽換熱器HRSG吸收熱量后進入閃蒸器，氨蒸汽進入透平機1發(fā)電，從閃蒸器底部流出的貧氨溶液經(jīng)高溫換熱器H1流入閥門減壓，與膨脹后的蒸汽在混合器1混合，之后進入冷凝器CD2與LNG換熱， 變成低溫低壓的氨水混合物， 加壓后依次進入換熱器H2和H1中吸熱，經(jīng)換熱器H1流出的氨水混合物再回到蒸汽換熱器HRSG中，構(gòu)成循環(huán)。

(2) 外循環(huán)超臨界CO2循環(huán)

超臨界CO2朗肯循環(huán)以CO2氣體為工質(zhì)，超臨界壓力下的CO2氣體經(jīng)蒸汽換熱器HRSG換熱后在高壓透平機2中膨脹發(fā)電， 之后依次經(jīng)過高溫換熱器H3和低溫換熱器H4放熱后分流， 流股28進入冷凝器1換熱后進入壓縮機1壓縮， 再與壓縮機2出口工質(zhì)混合，共同進入高溫換熱器H3再進入蒸汽換熱器HRSG中，構(gòu)成循環(huán)。

(3) 太陽能供熱系統(tǒng)

該系統(tǒng)主要包括光能聚焦、光熱轉(zhuǎn)換、熱能傳遞。 利用槽式集熱器吸收太陽光能傳遞給循環(huán)水，循環(huán)泵將加熱后的水送入蒸汽換熱器HRSG中，將熱量傳遞給內(nèi)外循環(huán)。

(4) LNG直接膨脹

LNG經(jīng)泵流入冷凝器CD1中吸熱， 再進入到冷凝器CD2中升溫后進入透平機3膨脹發(fā)電，送入天然氣管網(wǎng)中。

2 熱力學(xué)模型的建立

采用Aspen Plus軟件對聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)進行模擬，為了便于計算，該模型需作以下假設(shè)：LNG由純甲烷組成；環(huán)境和聯(lián)合系統(tǒng)的熱轉(zhuǎn)換忽略；泵、壓縮機以及膨脹機的等熵效率為定值；管路壓降、熱損均不計。 系統(tǒng)計算采用P-R方程，系統(tǒng)熱力學(xué)模型如下：

式中：Q-熱源釋放的熱量和冷源吸收的熱量，kW；W-表示系統(tǒng)做功的多少，kW；m-表示質(zhì)量流量，單位kg/s；H-表示焓值，單位kJ/kg。 下標(biāo)in、out分別代表系統(tǒng)輸入、輸出，下同。

火用計算：

式中：E-進入系統(tǒng)或設(shè)備的火用值，kW；H-某狀態(tài)下流體的焓值，kJ/kg；S-某狀態(tài)下流體的熵值，kJ/(kg·K)；H0-標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下流體的焓值，kJ/kg；S0-標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下流體的熵值，kJ/(kg·K)。

系統(tǒng)的火用損失為：

式中：ED-系統(tǒng)火用損失，kW；Ein、Eout-系統(tǒng)輸入、 輸出火用，kW。

系統(tǒng)凈功為：

式中：Wnet-系統(tǒng)凈功，kW；WT1-內(nèi)循環(huán)透平輸出功，kW；WT2-外循環(huán)透平輸出功，kW；WT3-直接膨脹透平輸出功，kW；WP1-內(nèi)循環(huán)加壓泵耗功，kW；WP2-LNG泵耗功，kW；WC1-主壓縮機耗功，kW；WC2-再壓縮機耗功，kW。

熱效率：

式中：ηth-系統(tǒng)熱效率；Qin-系統(tǒng)輸入熱量，kJ。

火用效率：

式中：ηth-系統(tǒng)火用效率；Ein-系統(tǒng)輸入火用，kW。冷火用回收效率：

式中：ηcold-系統(tǒng)冷火用回收效率；Ein-系統(tǒng)輸入冷火用量，kW

3 分析與討論

3.1 內(nèi)循環(huán)卡琳娜循環(huán)

圖2～圖3分別表示了系統(tǒng)凈功、 熱效率隨透平入口溫度和氨質(zhì)量分數(shù)的關(guān)系。 表1為設(shè)計工況下系統(tǒng)基本輸入?yún)?shù)， 表2為初始參數(shù)下各狀態(tài)點輸出數(shù)據(jù)。 以主壓縮機入口溫度為31.1 ℃和透平入口壓力為25 MPa為設(shè)計工況。 從圖中可以看出，當(dāng)氨質(zhì)量分數(shù)不變時， 系統(tǒng)凈功和熱效率隨透平機1入口溫度的升高而增大，且增大趨勢趨于線性；當(dāng)透平入口溫度不變時，系統(tǒng)凈功和熱效率隨著氨質(zhì)量分數(shù)的增大而增加。 分析如下：該設(shè)計工況下，系統(tǒng)中泵和壓縮機的功率不隨透平入口溫度和氨的質(zhì)量分數(shù)的改變而改變，耗電量為定值，當(dāng)改變氨質(zhì)量分數(shù)時，由閃蒸器出口進入到透平膨脹機入口的氨氣的流量大小變化，質(zhì)量分數(shù)增加，進入透平機的氨氣流量增大，則透平機做功增大；當(dāng)透平機入口氨氣溫度增加時，氨氣的焓降值增加，從而進入到透平膨脹機的能量更多，做功也更多。 考慮到系統(tǒng)設(shè)備的火用損失，同時避免蒸汽換熱器內(nèi)溫度交叉現(xiàn)象，選取最佳的透平入口溫度（TITK）和氨溶液的氨質(zhì)量分數(shù)（Xb）分別為180 ℃和0.75，此時，系統(tǒng)功率為Wnet-K=628.22 kW，熱效率為ηth-K=39.13%。

圖2 內(nèi)循環(huán)透平入口溫度和氨質(zhì)量分數(shù)對系統(tǒng)凈功的影響Fig. 2 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and ammonia concentration on system network

圖3 內(nèi)循環(huán)透平入口溫度和氨質(zhì)量分數(shù)對系統(tǒng)熱效率的影響Fig. 3 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and ammonia concentration on thermal efficiency of system

表1 主要工況參數(shù)Table 1 Main operating parameters

圖4 內(nèi)循環(huán)透平入口溫度和氨質(zhì)量分數(shù)對系統(tǒng)火用效率及冷火用回收效率的影響Fig. 4 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and the ammonia concentration on system exergy efficiency and cold exergy recovery efficiency

圖4表示系統(tǒng)火用效率及冷火用回收率隨透平機1入口溫度和氨質(zhì)量分數(shù)的關(guān)系。 從圖中可以看出，當(dāng)透平機入口溫度不變時， 隨著氨質(zhì)量分數(shù)的增加，系統(tǒng)火用效率和LNG冷火用回收效率趨于線性增長；當(dāng)氨質(zhì)量分數(shù)不變時，系統(tǒng)火用效率和LNG冷火用回收效率隨透平入口溫度的增加而增大。 原因分析如下：LNG氣化溫度隨氨質(zhì)量分數(shù)降低而降低， 且當(dāng)氨質(zhì)量分數(shù)一定，透平機入口溫度增加時，進入系統(tǒng)的熱量與冷量也隨之增加，但透平機做功功率的增大值大于冷量熱量的增加值，因此系統(tǒng)火用效率及冷火用回收率逐漸增大。 同樣，考慮到系統(tǒng)設(shè)備的火用損失，選取最佳的透平入口溫度（TITK）和氨質(zhì)量分數(shù)（Xb）分別為180 ℃和0.75，此時，系統(tǒng)火用效率為ηex-K=24.21%，冷火用回收效率為ηcold-K=63.52%。

3.2 外循環(huán)超臨界CO2循環(huán)

3.2.1 外循環(huán)透平入口壓力及入口溫度對系統(tǒng)的影響

以主壓縮機入口溫度為32 ℃和透平入口溫度為500～750 ℃為設(shè)計工況分析超臨界CO2循環(huán)作為外循環(huán)的透平機入口壓力對系統(tǒng)凈功、 熱效率以及火用效率的影響，如圖5～圖7所示。 從圖中可以看出，當(dāng)透平入口溫度一定，系統(tǒng)凈功、熱效率和火用效率隨著高壓透平機2入口壓力的增加逐漸增大。 當(dāng)透平入口壓力不變時，系統(tǒng)凈功、熱效率和火用效率 隨著入口溫度的增加而增大。 原因分析如下：當(dāng)溫度恒定時，增加透平機入口壓力，透平機做功增加，而主壓縮機和再壓縮機也同時在工作，設(shè)備相應(yīng)耗功也增加，但透平機做功增加的程度大于壓縮機的耗功的增加量，因此系統(tǒng)凈功、熱效率、火用效率均呈上升趨勢；而當(dāng)透平入口壓力一定時，增加高壓透平入口溫度，工質(zhì)焓降值增加，高壓透平機做功增加，因此系統(tǒng)凈功、熱效率、火用效率均呈上升趨勢。 但是為避免蒸汽換熱器溫度交叉現(xiàn)象，透平機入口溫度不能過高，因此選系統(tǒng)最佳入口溫度和壓力分別為TITs-CO2=700 ℃，Ps-CO2=35 MPa。

圖5 外循環(huán)高壓透平入口溫度和壓力對系統(tǒng)凈功的影響Fig. 5 Effect of external circulation high pressure turbine inlet temperature and pressure on system net-work

表2 系統(tǒng)各狀態(tài)點參數(shù)Table 2 Parameters of different states of the system

圖6 外循環(huán)高壓透平入口溫度和壓力對系統(tǒng)熱效率的影響Fig. 6 Effect of external circulation high pressure turbine inlet temperature and pressure on system thermal efficiency

圖7 外循環(huán)高壓透平入口溫度和壓力對系統(tǒng)火用效率的影響Fig. 7 Effect of external circulation high-pressure turbine inlet temperature and pressure on system exergy efficiency

3.2.2 外循環(huán)主壓縮機入口溫度對系統(tǒng)的影響

以主壓縮機出口壓力為30 MPa和透平入口溫度為500～750 ℃為設(shè)計工況分析超臨界CO2循環(huán)作為外循環(huán)的透平機入口壓力對系統(tǒng)凈功、 熱效率以及火用效率的影響，如圖8～圖10所示。 從圖中可以看出，當(dāng)透平入口溫度恒定時，隨著主壓縮機入口溫度的增加，系統(tǒng)凈功也逐漸下降，系統(tǒng)熱效率、火用效率也隨之下降； 而當(dāng)主壓縮機入口溫度恒定時，隨著透平機入口溫度的增大， 系統(tǒng)凈功呈上升趨勢，系統(tǒng)熱效率、火用效率也呈上升趨勢。 原因分析如下：當(dāng)透平入口溫度恒定時， 增加主壓縮機入口溫度，壓縮機輸出壓力恒定，壓縮機內(nèi)部耗功會因入口溫度升高而升高，出口溫度也會升高，那么進入低溫換熱器內(nèi)的冷源溫度越高，換熱器換熱效率相應(yīng)會降低；并且主壓縮機入口溫度的升高使得系統(tǒng)放熱溫度也相應(yīng)較高，必然會影響到系統(tǒng)熱效率，因此系統(tǒng)凈功也會隨著主壓縮機入口溫度的升高而下降。 所以，主壓縮機入口溫度應(yīng)越低則效率越高，此時選取最佳入口溫度為循環(huán)工質(zhì)CO2的臨界溫度點31.1 ℃。

圖8 高壓透平入口和主壓縮機入口溫度對系統(tǒng)凈功的影響Fig. 8 Effect of inlet temperatures of high-pressure turbine and main compressor on system net-work

圖9 高壓透平入口和主壓縮機入口溫度對系統(tǒng)熱效率的影響Fig. 9 Effect of inlet temperatures of high-pressure turbine and main compressor on system thermal efficiency

圖10 高壓透平入口和主壓縮機入口溫度對系統(tǒng)火用效率的影響Fig. 10 Effect of inlet temperatures of high temperature turbine and main compressor on system exergy efficiency

3.3 系統(tǒng)火用損失分析

表3 各設(shè)備火用損失Table 3 Exergy loss of each equipment

根據(jù)以上對影響內(nèi)外循環(huán)的參數(shù)分析，選取最佳參數(shù)值，計算出該工況下各設(shè)備的火用損失，如表3所示。 從表中看出，火用損失較大的設(shè)備為蒸汽換熱器、冷凝器1和冷凝器2。 原因分析如下：相比較于系統(tǒng)內(nèi)其它換熱器如高低溫換熱器，換熱過程中冷熱流溫度匹配較合理，熱損失較少，而蒸汽換熱器、冷凝器1和冷凝器2與進入系統(tǒng)內(nèi)冷熱源溫度有聯(lián)系，熱量或者冷量利用率與系統(tǒng)需要的熱量有關(guān)系，而不是首要考慮冷溫度匹配，所以就存在了匹配不合理，熱損失較大的問題。 因此應(yīng)在傳遞給系統(tǒng)熱量的同時，盡量綜合考慮到溫度匹配問題，避免較大的換熱溫差，進一步減少熱損失，將能量利用到最大化。

4 結(jié)論

（1）在內(nèi)循環(huán)卡琳娜循環(huán)中，當(dāng)透平入口溫度在120～220 ℃之間和富氨液的氨質(zhì)量分數(shù)在0.5～0.8之間時， 增大透平機入口溫度時， 系統(tǒng)凈功、 熱效率、火用效率和冷火用回收率均隨之增大，且增加氨質(zhì)量分數(shù)，系統(tǒng)凈功、熱效率、火用效率和冷火用回收率也分別隨之增大。 同時考慮到設(shè)備熱損失，存在最佳透平入口溫度（TITK）和氨質(zhì)量分數(shù)（Xb），分別為180℃和0.75。

（2）在外循環(huán)超臨界CO2循環(huán)中，當(dāng)高壓透平入口溫度在500～750 ℃之間和入口壓力在20～36 MPa之間時，系統(tǒng)凈功、熱效率和火用效率隨入口溫度、入口壓力趨于上升趨勢，考慮到熱損失，系統(tǒng)存在最佳透平入口溫度和入口壓力。 當(dāng)主壓縮機入口溫度在31.1～45 ℃之間時，系統(tǒng)凈功、熱效率和火用效率逐漸下降， 因此主壓縮機存在最佳入口溫度， 為31.1℃。 則在最佳工況下， 系統(tǒng)最優(yōu)。 凈功Wnet=741.19 kW，熱效率ηth=47.90%?；鹩眯师莈x=30.45%，冷火用回收效率ηcold=83.56%。