劉廣林，徐進(jìn)良

（華北電力大學(xué)能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，北京市昌平區(qū)102206）

0 引言

電力能源是當(dāng)前社會(huì)最重要的高品位能源之一，我國(guó)電能供應(yīng)以煤炭汽輪機(jī)發(fā)電機(jī)組為主，而且在近期內(nèi)不會(huì)發(fā)生根本性變化[1-2]，然而煤炭的大量使用導(dǎo)致環(huán)境和可持續(xù)發(fā)展等問(wèn)題日益突出。

目前我國(guó)超超臨界燃煤發(fā)電機(jī)組效率達(dá)47%，進(jìn)一步提高效率面臨材料瓶頸及降低污染物排放的需求。另外，隨著新能源發(fā)電并網(wǎng)技術(shù)的突破，需要燃煤發(fā)電機(jī)組具有快速調(diào)峰能力。超高參數(shù)CO2（S-CO2）燃煤發(fā)電系統(tǒng)的循環(huán)工質(zhì)CO2化學(xué)性質(zhì)不活潑，降低高溫部件對(duì)材料性能的要求及CO2物理性質(zhì)使得膨脹機(jī)等主要設(shè)備尺寸大幅減小[3-5]。因此，S-CO2燃煤發(fā)電系統(tǒng)是一種具有潛在優(yōu)勢(shì)的新型發(fā)電系統(tǒng)。

目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)CO2為工質(zhì)的發(fā)電系統(tǒng)研究主要集中在太陽(yáng)能和核能為熱源的發(fā)電系統(tǒng)[6-11]，對(duì)燃煤熱源發(fā)電系統(tǒng)的研究處于起步階段，研究主要集中在系統(tǒng)優(yōu)化、核心部件等方面。

文獻(xiàn)[12]研究了再熱再壓縮發(fā)電系統(tǒng)的分流比對(duì)系統(tǒng)效率的影響，發(fā)現(xiàn)在相同參數(shù)下，CO2發(fā)電系統(tǒng)在效率上相對(duì)于水蒸汽發(fā)電機(jī)組具有一定優(yōu)勢(shì)；Mecheri等[13]采用π型爐開展了燃煤CO2發(fā)電系統(tǒng)研究，對(duì)二次再熱和再壓縮循環(huán)開展研究，發(fā)現(xiàn)汽輪機(jī)入口溫度為620℃和壓力為30 MPa時(shí)，理論分析得到系統(tǒng)效率可達(dá)47.8%。廖吉香等[14]研究了再壓縮、部分冷卻等5種循環(huán)的系統(tǒng)效率，發(fā)現(xiàn)再壓縮及部分冷卻循環(huán)系統(tǒng)效率最高，在高壓時(shí)系統(tǒng)效率可達(dá)到45%；張一帆等[15]針對(duì)CO2發(fā)電系統(tǒng)采用分流再壓縮和再熱等形式，重點(diǎn)分析了分流比及主蒸汽參數(shù)等對(duì)系統(tǒng)效率的影響規(guī)律。

張一帆等[16]針對(duì)600 MW燃煤CO2發(fā)電系統(tǒng)中的換熱器，重點(diǎn)分析了窄點(diǎn)溫差對(duì)系統(tǒng)的影響和優(yōu)化，建議窄點(diǎn)溫差采用10℃；周奧錚等[17]針對(duì)1.5 MW超臨界CO2發(fā)電系統(tǒng)向心透平進(jìn)行研究，通過(guò)模擬發(fā)現(xiàn)主要性能指標(biāo)參數(shù)均可達(dá)到設(shè)計(jì)值；趙新寶等[18]關(guān)注了CO2發(fā)電系統(tǒng)核心設(shè)備材料選型的問(wèn)題，對(duì)不同材料的高溫腐蝕性和高溫力學(xué)特性開展研究。本課題組針對(duì)大型發(fā)電系統(tǒng)開展研究，得到CO2布雷頓發(fā)電系統(tǒng)的工質(zhì)質(zhì)量流量是燃煤水蒸汽發(fā)電系統(tǒng)的8倍左右，因此導(dǎo)致工質(zhì)在設(shè)備及管道中壓降增大和壓縮機(jī)耗功較大；同時(shí)發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)耗功占到膨脹機(jī)輸出功的26%[19-21]。因此，將系統(tǒng)中壓縮部分進(jìn)行優(yōu)化，對(duì)提高系統(tǒng)效率較明顯。本文針對(duì)高參數(shù)SCO2燃煤發(fā)電系統(tǒng)二級(jí)壓縮及內(nèi)部冷卻換熱的問(wèn)題進(jìn)行研究，以壓縮機(jī)總耗功最小和系統(tǒng)發(fā)電效率為主要評(píng)價(jià)指標(biāo)，采用工程方程軟件（Engineering Equation Solve,EES)進(jìn)行建模分析。首先分析了常規(guī)二級(jí)壓縮系統(tǒng)在不同主蒸汽壓力參數(shù)和低壓壓縮機(jī)壓比時(shí)壓縮機(jī)耗功出口溫度變化規(guī)律，進(jìn)而提出優(yōu)化改進(jìn)系統(tǒng)，為S-CO2燃煤發(fā)電系統(tǒng)的熱力學(xué)系統(tǒng)優(yōu)化及應(yīng)用提供參考。

1 燃煤CO2發(fā)電系統(tǒng)

燃煤S-CO2發(fā)電系統(tǒng)原理圖如圖1所示，本文針對(duì)壓縮和冷凝部分進(jìn)行優(yōu)化研究，提出了兩種循環(huán)系統(tǒng)，如圖1中A和B虛線框所示。以常規(guī)A循環(huán)為例，發(fā)電系統(tǒng)工作原理為：CO2工質(zhì)在燃煤鍋爐（Coal Fired Boiler,CFB)中加熱為高溫蒸汽后進(jìn)入膨脹機(jī)中做功，輸出的軸功驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)工作；CO2在膨脹機(jī)內(nèi)膨脹后排出的低壓高溫蒸汽進(jìn)入高溫?fù)Q熱器(High Exchanger,HE)，在HE內(nèi)與經(jīng)高壓壓縮機(jī)(High Compressor,HC)壓縮后的低溫高壓CO2蒸汽換熱，再進(jìn)入冷凝器中冷卻至32℃；低溫低壓的CO2氣體進(jìn)入低壓壓縮機(jī)(Low Compressor,LC)中，排出的CO2氣體再次進(jìn)入冷凝器中冷卻至32℃，最后進(jìn)入HC中。經(jīng)HC壓縮的高壓CO2氣體進(jìn)入HE加熱后進(jìn)入CFB中，完成一個(gè)封閉的布雷頓循環(huán)。

圖1 燃煤CO2發(fā)電系統(tǒng)循環(huán)原理圖Fig.1 Circulation schematic diagram of Coal-fired carbon dioxide power generation system

圖2 為對(duì)應(yīng)A循環(huán)過(guò)程的燃煤發(fā)電系統(tǒng)的TS圖，膨脹和壓縮是絕熱非等熵過(guò)程，加熱及冷卻過(guò)程是等壓，即壓損忽略不計(jì)。圖中3點(diǎn)和8點(diǎn)是高溫?fù)Q熱器中冷熱CO2流體出口溫度，即存在中間換熱過(guò)程。

圖2 常規(guī)CO2發(fā)電系統(tǒng)循環(huán)T―S示意圖Fig.2 Sketch map of T―S circulation of conventional carbon dioxide power generation system

對(duì)發(fā)電系統(tǒng)中壓縮機(jī)耗功及出口溫度等參數(shù)進(jìn)行分析，提出了優(yōu)化的壓縮冷凝方案，即圖1中B虛線框所示。通過(guò)將冷凝器C1放置在低壓壓縮機(jī)出口，與高壓壓縮機(jī)出口的CO2工質(zhì)進(jìn)行換熱，熱量由排放到外界變?yōu)樵倮?，理論上可提高系統(tǒng)效率。

2 計(jì)算模型及參數(shù)

首先分析燃煤發(fā)電系統(tǒng)常規(guī)A循環(huán)，以兩級(jí)壓縮耗功最小為主要評(píng)價(jià)指標(biāo)，主要分析低壓壓縮機(jī)壓比對(duì)壓縮機(jī)耗功的影響，及膨脹機(jī)出口溫度的變化趨勢(shì)。在此基礎(chǔ)上提出優(yōu)化B循環(huán)，以系統(tǒng)效率為主要評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)低壓壓縮機(jī)壓比參數(shù)進(jìn)行研究。

以燃煤發(fā)電系統(tǒng)A循環(huán)分析，膨脹機(jī)輸出功Wt為CO2工質(zhì)質(zhì)量流量與膨脹機(jī)進(jìn)出口點(diǎn)CO2焓差的乘積：

壓縮機(jī)耗功Wc為CO2工質(zhì)質(zhì)量流量與壓縮機(jī)進(jìn)出口點(diǎn)CO2焓差的乘積：

CO2工質(zhì)在換熱器中的換熱量Q為工質(zhì)的質(zhì)量流量乘以出口與進(jìn)口的焓差：

系統(tǒng)效率定義為膨脹機(jī)輸出功Wt與壓縮機(jī)耗功Wc差值除以換熱量Q：

壓縮機(jī)壓比x為壓縮機(jī)出口點(diǎn)壓力與進(jìn)口點(diǎn)壓力比值，本文中采用二級(jí)壓縮，低壓壓比xl、高壓壓比xh、系統(tǒng)總壓比x和理想條件下最佳壓比xt公式及滿足關(guān)系式：

式中：mwf為CO2工質(zhì)質(zhì)量流量；hin、hout為膨脹機(jī)或壓縮機(jī)進(jìn)出口點(diǎn)處的焓值；p4-p7為發(fā)電系統(tǒng)A循環(huán)中對(duì)應(yīng)壓縮機(jī)進(jìn)出口點(diǎn)壓力。膨脹機(jī)的效率取為93%，壓縮機(jī)效率取為89%，換熱器中窄點(diǎn)溫差取10℃[19-20]。與環(huán)境冷卻后，即系統(tǒng)中CO2溫度最低為32℃，壓力為7.9 MPa，假設(shè)CO2工質(zhì)在系統(tǒng)設(shè)備及管道中無(wú)壓力損失，忽略其他因素影響。

3 結(jié)果與分析

參照我國(guó)當(dāng)前燃煤水蒸汽發(fā)電系統(tǒng)主蒸汽參數(shù)，分析CO2在膨脹機(jī)入口溫度為600℃，壓力為28 MPa、30 MPa及32 MPa時(shí)，壓縮機(jī)耗功隨低壓壓縮機(jī)壓比的變化規(guī)律。從公式(4)中可以看出，在其他參數(shù)不變的條件下，壓縮機(jī)耗功變小或?qū)で髩嚎s機(jī)耗功最小值在理論上可以增加系統(tǒng)效率。

針對(duì)燃煤發(fā)電系統(tǒng)A循環(huán)，由于進(jìn)入低壓及高壓壓縮機(jī)的CO2溫度和壓力為確定值，因此壓縮機(jī)總耗功只與壓比有關(guān)，圖3為兩級(jí)壓縮機(jī)總耗功隨低壓壓比的變化規(guī)律。從圖中可以看出，當(dāng)主蒸汽壓力壓力為定值時(shí)，壓縮機(jī)總耗功隨著低壓壓比的增大，呈現(xiàn)先減小后增大的規(guī)律，即存在壓縮機(jī)耗功最小值。當(dāng)主蒸汽壓力為30 MPa時(shí)，低壓壓比為1.66時(shí)，壓縮機(jī)耗功達(dá)到最小值。因?yàn)殡S著壓比的增大，低壓壓縮機(jī)耗功逐漸增加，而高壓壓縮機(jī)的耗功呈現(xiàn)持續(xù)減少的趨勢(shì)，總的壓縮耗功在兩者的變化中存在最小值。

圖3 壓縮機(jī)耗功與低壓壓縮機(jī)壓比的關(guān)系Fig.3 Power consumption of compressor vs.pressure ratio of low pressure compressor

同時(shí)可以看出，當(dāng)?shù)蛪簤罕群愣〞r(shí)，隨著主蒸汽壓力增大，壓縮機(jī)總耗功整體呈現(xiàn)增加趨勢(shì)。主要是因?yàn)橹髡羝麎毫υ龃蠛?，?dǎo)致發(fā)電系統(tǒng)在壓縮過(guò)程中的總壓比增加，因此在其他條件不變的情況下，壓縮機(jī)需要消耗更多的功將CO2壓縮到需求的壓力值。

通過(guò)分析壓縮機(jī)總耗功隨低壓壓比的變化趨勢(shì)，發(fā)現(xiàn)當(dāng)壓縮機(jī)耗功在最小值時(shí)，低壓壓縮機(jī)的壓比比理想條件下小。因此，通過(guò)理論計(jì)算與模擬計(jì)算具體分析了不同主蒸汽壓力下，實(shí)際條件與理論條件下壓縮機(jī)耗功最小時(shí)的低壓壓比值。圖4為CO2入口在膨脹機(jī)入口溫度為600 ℃時(shí)，壓力在26~36 MPa范圍內(nèi)變化時(shí)，壓比隨主蒸汽壓力的變化規(guī)律。

圖4 壓比與主蒸汽壓力的關(guān)系Fig.4 Pressure ratio vs.main steam pressure

從圖4中可以看出，在相同的主蒸汽壓力下，實(shí)際條件的壓比小于理想條件時(shí)壓比；隨著主蒸汽壓力升高，實(shí)際條件下壓比呈現(xiàn)增加的趨勢(shì)，但是差值呈現(xiàn)增大的變化趨勢(shì)。主要原因是理想條件是在等熵狀態(tài)下進(jìn)行計(jì)算，而本文計(jì)算盡量趨近實(shí)際條件工況，即壓縮機(jī)膨脹過(guò)程按照非等熵條件計(jì)算，取定相應(yīng)的效率進(jìn)行模擬計(jì)算。

壓縮機(jī)出口溫度參數(shù)是一個(gè)重要的影響要素，溫度的變化范圍是系統(tǒng)能否可以進(jìn)一步優(yōu)化的重要依據(jù)。圖5為CO2在膨脹機(jī)入口溫度為600℃時(shí)，不同壓縮機(jī)入口壓力下，壓縮機(jī)耗功隨低壓壓比的變化趨勢(shì)。

從圖5中可以看出，隨著低壓壓比的增加，低壓壓縮機(jī)出口溫度呈現(xiàn)增長(zhǎng)趨勢(shì)，而高壓壓縮機(jī)出口溫度變化趨勢(shì)相反；而且在不同的入口壓力下，低壓壓縮機(jī)出口溫度相同，高壓壓縮機(jī)出口溫度隨著壓力的增大而增加。以膨脹機(jī)入口壓力為30 MPa為例，低壓和高壓壓縮機(jī)出口溫度分別為45.9℃和49.6 ℃，模擬計(jì)算系統(tǒng)效率為44.1%?；谀芰吭倮煤驼c(diǎn)溫差，本文在A循環(huán)基礎(chǔ)上提出了壓縮和冷凝改進(jìn)循環(huán)，如圖1中B循環(huán)所示。

圖5 壓縮機(jī)出口溫度與低壓壓縮機(jī)壓比的關(guān)系Fig.5 Outlet temperature of compressor vs.pressure ratio of low pressure compressor

針對(duì)燃煤發(fā)電系統(tǒng)B循環(huán)，以系統(tǒng)效率為主要評(píng)價(jià)指標(biāo)，分析了CO2在膨脹機(jī)入口溫度為600℃，壓力為30 MPa時(shí)，在不同的低壓壓縮機(jī)入口溫度下，系統(tǒng)效率隨低壓壓縮機(jī)壓比的變化趨勢(shì)，計(jì)算結(jié)果如圖6所示，低壓壓比的取值同時(shí)考慮換熱器進(jìn)出口工質(zhì)窄點(diǎn)溫差，即最小為10℃。從圖6中可以看出，系統(tǒng)效率隨著低壓壓縮機(jī)入口溫度的升高和低壓壓比的增大而增加，且最佳低壓壓比隨著低壓壓縮機(jī)入口溫度的增加而增加，當(dāng)?shù)蛪簤嚎s機(jī)入口溫度為160℃時(shí)，最佳壓比為1.325，此時(shí)系統(tǒng)效率增加至46.2%，與理論分析一致。最佳低壓壓比小于同條件下A循環(huán)系統(tǒng)的低壓壓比，主要是因?yàn)閷⒗淠鰿1改為換熱器后，熱量得到再次利用，從而改變了發(fā)電系統(tǒng)B循環(huán)最佳運(yùn)行參數(shù)。

圖6 系統(tǒng)效率與低壓壓縮機(jī)壓比的關(guān)系Fig.6 System efficiency vs.pressure ratio of low pressure compressor

4 結(jié)論

1）常規(guī)冷卻壓縮二級(jí)系統(tǒng)，在主蒸汽參數(shù)恒定條件下，壓縮機(jī)總耗功隨著低壓壓縮機(jī)壓比的增大，呈現(xiàn)先減小后增大的規(guī)律，即存在壓縮機(jī)耗功最小值；當(dāng)?shù)蛪簤罕群愣〞r(shí)，隨著主蒸汽壓力增大，壓縮機(jī)總耗功整體呈現(xiàn)增加趨勢(shì)。

2）隨著低壓壓縮機(jī)壓比增加，低壓壓縮機(jī)出口溫度呈現(xiàn)增長(zhǎng)趨勢(shì)，而高壓壓縮機(jī)出口溫度變化趨勢(shì)相反；而當(dāng)主蒸汽參數(shù)不同但低壓壓比相同時(shí)，低壓壓縮機(jī)出口溫度相同，高壓壓縮機(jī)出口溫度隨著壓力的增大而增加。

3)針對(duì)高低壓壓縮機(jī)出口溫度的變化規(guī)律，提出新壓縮冷卻循環(huán)流程，得到系統(tǒng)效率隨著低壓壓縮機(jī)入口溫度的升高和壓比的增大而增加，且最佳低壓壓縮機(jī)壓比隨著低壓壓縮機(jī)入口溫度的增加而增大。當(dāng)?shù)蛪簤嚎s機(jī)入口溫度為160℃時(shí)，最佳壓比為1.325，系統(tǒng)效率為46.2%，相對(duì)常規(guī)系統(tǒng)，系統(tǒng)效率提高2.1%。