張兆宇，計京津，彭淑宏

(上海電氣燃氣輪機有限公司，上海 200240)

在燃氣輪機循環(huán)效率提升、透平前溫升高以及污染物排放指標日趨嚴格的發(fā)展背景下，煙氣再循環(huán)(Exhaust Gas Recirculation, EGR)技術受到研究機構與廠商越來越多的關注。

受限于當前低NOx燃燒器的有效工作溫度區(qū)間，J級燃氣輪機的NOx排放問題需要采用其他新型低NOx燃燒技術加以解決[1]，EGR技術即其中一種。EGR通過將一部分透平或余熱鍋爐的煙氣與壓氣機進氣空氣混合，來稀釋空氣中的O2，使燃燒速度降低，減少局部火焰高溫現象，從而抑制熱力型NOx的生成。由于這一特性，EGR被視為下一代燃氣輪機的研發(fā)儲備技術。

除了為下一代燃氣輪機提供NOx排放解決方案，EGR還具備其他熱力性能方面的使用價值，包括：通過進氣加熱實現進氣系統(tǒng)除冰，并調節(jié)熱力循環(huán)總體性能，起到和進氣加熱(Inlet Bleed Heating, IBH)系統(tǒng)類似的效果；在降低燃燒室O2濃度的同時提升燃氣的CO2濃度，更有利于排氣的碳捕集。

世界主要動力設備廠商在EGR領域普遍有較成熟的技術積累。GE開展了EGR對F級燃氣輪機DLN燃燒器排放性能影響的實驗研究[2]，并申請了數個關于EGR的專利作為未來的技術儲備，例如：將透平排氣送入壓氣機進口，實現燃燒室NOx排放的降低[3]；使煙氣進入燃燒室進行二次燃燒，提升排氣中CO2的含量，增強碳捕捉能力[4]；利用再循環(huán)的煙氣替代壓氣機抽氣，用于透平的冷卻，減少燃氣輪機排氣中的O2含量[5]；將再循環(huán)煙氣用于進氣系統(tǒng)除冰和除濕[6]等。三菱計劃將EGR燃燒技術應用于1 700 ℃燃氣輪機，并完成了燃燒室的高壓燃燒試驗[7]。西門子基于SGT-800燃氣輪機進行了部分負荷熱力性能分析計算[8]。

本文基于AE94.3A燃氣輪機聯(lián)合循環(huán)熱力模型，計算采用EGR改造后機組的總體熱力性能。本文將分析部分負荷工況下EGR率對機組出力和效率的影響，根據進排氣工質組分分析排放性能的變化，并與進氣空調系統(tǒng)進行性能比較。最后給出EGR改造在當前F級燃氣輪機機組中的應用價值、運行建議，并提出改造中尚需驗證和解決的問題。

1 系統(tǒng)建模

典型的EGR設計方案如圖1所示，從余熱鍋爐排煙引入再循環(huán)煙氣，與空氣混合送入壓氣機。本文采用IPSEpro平臺，按照該設計方案，建立聯(lián)合循環(huán)機組熱力模型進行計算和分析。在余熱鍋爐排煙出口添加循環(huán)回路，按設定比例使煙氣進入循環(huán)回路，與壓氣機進口空氣等壓混合后進入壓氣機。模型部分架構如圖2所示。燃氣輪機模型型號為AE94.3A，設計點參數如表1所示，冷卻抽氣采用ISO 2314標準[9]方法進行折算和簡化。汽水側為三壓再熱循環(huán)，高壓缸模塊按單級組處理，中低壓缸分別按兩級組處理，低壓缸末級排汽損失通過末級損失模型模擬。

圖1 典型EGR設計方案

圖2 計算模型

表1 AE94.3A燃氣輪機設計點參數[10-11]

模型計算的相關設定及假設前提包括：

1)大氣環(huán)境為ISO工況；

2)天然氣組分為100%CH4，氣源壓力3 MPa，溫度15 ℃，預熱至120 ℃；

3)EGR率定義為煙氣循環(huán)回路流量與余熱鍋爐總流量之比；

4)余熱鍋爐排煙壓力與環(huán)境壓力相等，且忽略煙氣循環(huán)回路壓損及風機耗功；

5)以機組設計點負荷為基準計算負荷率，將其定義為機組負荷與設計點負荷之比；

6)從基本負荷工況降低負荷的控制策略為，先關小IGV或增大EGR率，維持定TETC運行，IGV關至最小開度后，以等IGV開度運行；

7)主蒸汽、再熱蒸汽溫度上限為565 ℃；

8)汽輪機在主蒸汽壓力7.5 MPa以上時采用滑壓運行，主蒸汽壓力降至7.5 MPa后采用定壓運行。

2 計算結果及分析

在EGR率為0%～50%、機組負荷率為35%～ 80%的部分負荷工況范圍內進行計算及分析。通過給定EGR率、機組負荷及透平排氣溫度得到各工況計算結果。計算結果以設計點工況為基準進行歸一化處理，使其結論更為普適。

2.1 燃氣輪機性能

EGR對于燃氣輪機性能的直接影響來自壓氣機入口溫度的顯著升高，如圖3所示。各負荷率下45%的EGR率均能夠使進氣溫度由15 ℃提升至約45 ℃。由于進氣溫度的升高，進氣密度降低，壓氣機第1級載荷也需要相應增大。這兩方面的影響都使得IGV在部分負荷下需要增大開度，以適應進氣溫度的升高。

圖3 壓氣機入口溫度與EGR率關系

伴隨著EGR率增加，由于進氣密度的降低，在開大IGV以維持甚至增大進氣體積流量的同時，進氣的質量流量是反而降低的，如圖4和圖5所示。

圖4 壓氣機入口質量流量與EGR率關系

圖5 壓氣機入口體積流量與EGR率關系

在常規(guī)的聯(lián)合循環(huán)部分工況中，IGV關小、壓氣機偏離設計工況點是導致壓氣機效率降低的主要原因之一。在相同的機組出力下，提高IGV開度可以使壓氣機第1級的工況向最佳工況點偏移，顯著提高壓氣機和燃氣輪機的效率，如圖6所示?；谶@一原因，較高的負荷率和EGR率工況下的壓氣機效率甚至可以大于基準工況下的效率。但在80%負荷率下，壓氣機效率的極大值點位于40%至45%EGR率區(qū)間內。繼續(xù)增大EGR率，會使壓氣機遠離最佳工況點，效率大幅下降。

圖6 壓氣機效率與EGR率及聯(lián)合循環(huán)負荷率關系

從另一個角度來看，聯(lián)合循環(huán)機組從滿負荷工況開始降低負荷時，可以維持IGV全開，通入循環(huán)煙氣降低機組出力。EGR提供了更為靈活的負荷調節(jié)方法，可以在較高負荷率工況下通過改變EGR率對機組負荷進行調節(jié)，以推遲關小IGV的過程，從而將壓氣機效率維持在較高水平。但采用這一方法需要注意進氣溫度較高時IGV的開度上限，避免壓氣機第1級載荷過大。這也是限制EGR率的因素之一。

在EGR提升壓氣機進口溫度的同時，由于等TETC的控制策略，透平排氣溫度也同時得到提高，如圖7所示。45%的EGR率可以將各負荷率下的透平排氣溫度均提升至600 ℃以上，并減小排氣流量，使蒸汽循環(huán)的主蒸汽溫度達到565 ℃的上限，從而將汽水側的熱效率維持在較高的水平。由于鍋爐側的進氣溫度限制通常在600～610 ℃，45%～50%的EGR率是當前聯(lián)合循環(huán)機組可接受的上限。

圖7 透平排氣溫度與EGR率關系

由于引入EGR后，相同負荷下IGV的開度增大，IGV最小開度對應的聯(lián)合循環(huán)負荷率也隨之降低，如圖8所示。由于控制模式切換的推遲，最小環(huán)保負荷也可因此降低至設計值[12]以下。

圖8 IGV最小開度工況負荷率與EGR率關系

ISO等效透平進口溫度Tiso的變化規(guī)律相比排氣溫度較復雜，如圖9所示。由于透平排氣溫度的提升，Tiso在大部分工況點中也相應提升。但在負荷率為50%～75%、EGR率為45%～50%的區(qū)間中會出現Tiso的極大值點。這與膨脹比下降、透平效率下降等因素有關。

圖9 透平Tiso與EGR率關系

2.2 聯(lián)合循環(huán)性能

EGR率對聯(lián)合循環(huán)效率的影響如圖10所示。聯(lián)合循環(huán)效率的提升主要來自于壓氣機效率和Tiso升高的貢獻。在計算范圍內，同一負荷率下50%的EGR率可實現0.62%～1.31%的效率提升。負荷率越低，EGR對效率提升的效果越顯著。受到壓氣機效率及Tiso變化特性的影響，所計算工況范圍中，80%和75%負荷率下存在效率最佳EGR率，分別位于35%～45%和45%～50%之間，而在其他負荷率下，所計算的EGR率范圍內未出現效率極值點。

圖10 EGR率對聯(lián)合循環(huán)效率影響

在定負荷計算約束下，雖然進氣溫度的提升增大了壓氣機的單位耗功，但煙氣能量的注入也替代了部分燃料，縮小了部分負荷工況燃氣輪機效率的下滑幅度。依托于主蒸汽溫度和流量的提升，聯(lián)合循環(huán)的效率得以提升。在高EGR率工況下，即使主蒸汽溫度達到565 ℃的上限，減溫水流量增大，蒸汽流量增加帶來的汽輪機出力和循環(huán)效率的增益仍然大于減溫水造成的效率損失。

EGR對聯(lián)合循環(huán)出力分配的影響如圖11所示。引入EGR后，壓氣機耗功增多，燃氣輪機出力在聯(lián)合循環(huán)出力中的占比進一步下降。聯(lián)合循環(huán)出力的分配由效率下滑的燃氣輪機轉移到維持較高效率的汽輪機，這也是EGR有利于部分負荷聯(lián)合循環(huán)效率的表現之一。

圖11 燃氣輪機出力占比與EGR率關系

2.3 排放性能

除聯(lián)合循環(huán)熱力性能方面外，該模型的計算結果中的O2及CO2氣體組分數據可為燃燒和排放相關方面提供部分參考信息。

引入EGR對排煙CO2濃度的影響如圖12所示。采用45%EGR率后，各負荷工況下排煙的CO2體積分數增加了80%，同時排煙流量也減少了約47%，這有助于提升碳捕集效率并降低捕集成本。

圖12 排煙CO2體積分數與EGR率關系

燃燒室進口O2濃度的變化如圖13所示，45%的EGR率可以使燃燒室進口O2體積分數降低約30%。根據文獻[2]中的試驗研究結論，這一下降幅度對NOx排放的降低有極大的幫助。但同時需要注意兩方面的問題：第一，如圖14所示，過量空氣系數在計算范圍內最低降至1.75以下，這可能帶來燃燒不穩(wěn)定的問題；第二，燃燒室內O2濃度降低和CO2濃度升高會導致CO排放的增加，但燃燒溫度的升高使這一問題有所緩解。這一問題需要對燃燒方面進行進一步的研究予以確認。

圖13 燃燒室進口O2體積分數與EGR率關系

圖14 過量空氣系數與EGR率關系

3 與進氣加熱技術的對比

由于EGR對于聯(lián)合循環(huán)機組熱力性能方面的影響主要來自于進氣溫度的提升，其原理與進氣加熱有一定的相似性，因此采用相同方式建立進氣空調熱力模型，對兩種進氣加熱技術進行經濟性對比。

3.1 進氣加熱模型

對比模型采用表面式進氣加熱方案，基于同一組聯(lián)合循環(huán)模型進行模型開發(fā)和性能評估比較。低壓省煤器出口的熱水和凝汽器出口的熱水混合后進入常規(guī)逆流式換熱器，與進口空氣進行換熱，進氣加熱范圍涵蓋EGR對進口溫度的提升區(qū)間。在相似的進氣加熱工況范圍內，比較兩種技術手段對聯(lián)合循環(huán)性能的提升效果。

模型相關計算設定及假設前提除了與EGR模型保持一致的部分外，換熱器部分及有差異部分設定如下：

1)逆流式換熱器熱端壓損0.1 MPa，進氣端壓損300 Pa，進氣端入口節(jié)點溫差20 ℃，出口節(jié)點溫差30 ℃；

2)低壓省煤器出口熱水溫度高于120 ℃時，設定燃料預熱至120 ℃；低于120 ℃時，換熱器燃料出口的節(jié)點溫差設定為5 ℃。

3.2 計算結果及對比分析

基于上述模型及計算設定，在35%～80%負荷率、壓氣機進口溫度由15 ℃加熱至45 ℃范圍內對進氣空調模型熱力性能進行計算。

由于采用與EGR模型相同的TETC控制策略，進氣空調模型同樣通過進氣溫度的提升實現了壓氣機效率以及透平排氣溫度的提升。聯(lián)合循環(huán)熱效率隨進氣溫度升高的變化趨勢如圖15所示。在各部分負荷工況下，進氣溫度越高，聯(lián)合循環(huán)效率越高，且在計算范圍內不存在極大值點。

圖15 進氣加熱聯(lián)合循環(huán)效率與壓氣機入口溫度關系

將EGR模型效率曲線以相同方式繪制進行對比，如圖16所示。兩種進氣加熱技術手段在壓氣機入口45 ℃時對聯(lián)合循環(huán)效率的提升幅度如表2所示。

圖16 EGR聯(lián)合循環(huán)熱效率與壓氣機入口溫度關系

表2 進氣45 ℃對聯(lián)合循環(huán)效率提升幅度對比

兩種進氣加熱技術手段對聯(lián)合循環(huán)效率的提升效果較為接近。在高負荷率下，進氣空調對聯(lián)合循環(huán)效率的提升高出約0.08%，但在35%負荷率下，EGR能夠提供更多的效率提升。

在高負荷率下二者提升效果的差異主要來自于透平前溫Tiso的差距。進氣空調需要抽取省煤器出口熱水作為熱源，對于汽輪機出力存在一定的負面影響。在機組出力固定的計算條件下，這要求燃氣輪機的出力增加，從而使得進氣加熱模型Tiso的上升幅度顯著大于EGR模型，如圖17和圖18對比所示。在各負荷率下，進氣溫度45 ℃時，進氣空調模型的歸一化Tiso均比EGR模型高出約0.02。這一差異反而使進氣空調模型獲得了較大的效率優(yōu)勢。

圖17 進氣加熱模型透平Tiso與壓氣機入口溫度關系

圖18 EGR模型透平Tiso與壓氣機入口溫度關系

由于進氣空調與燃料預熱同時抽取低壓省煤器出口熱水作為熱源，二者存在一定沖突。在負荷率較低、進氣加熱量較大的工況下，省煤器出口熱水溫度大幅下降，進氣空調模型無法維持120 ℃的燃料預熱溫度。這一部分的沖突導致在例如35%的較低負荷率下進氣空調的效率優(yōu)勢喪失。而EGR相當于使用了外部熱源，不會對燃料預熱產生限制。

總體而言，在機組絕對出力不變的前提下，進氣加熱對聯(lián)合循環(huán)的熱力性能影響相似，有利于各部分負荷工況下的效率提升。

4 討 論

現有F級燃氣輪機機組應用EGR時，其控制策略可設計為：在80%以上負荷率下，從關小IGV變?yōu)閷GR率由0%逐漸提升，以實現負荷調節(jié)，減小聯(lián)合循環(huán)效率損失；在80%負荷率左右開始關小IGV，并調整EGR率，使效率達到極大值點；在65%以下負荷率下，聯(lián)合循環(huán)效率隨EGR率單調增加，可將再循環(huán)率提升至限制邊界。

再循環(huán)率的安全限制邊界由以下因素共同確定：余熱鍋爐對透平排氣溫度的限制、壓氣機第1級載荷限制、燃燒穩(wěn)定性要求對燃燒室進口O2濃度的最低限制、CO排放的限制、施工中煙氣循環(huán)管路體積的限制等。而將EGR應用于實際機組改造中還需要進一步驗證和解決的問題包括：煙氣的高含水量對進氣系統(tǒng)的影響、煙氣中的硫化物對壓氣機的腐蝕影響、控制EGR率的實現方式、引入EGR后對燃燒穩(wěn)定性及CO排放的影響等。

由于EGR主要通過提高進氣溫度對聯(lián)合循環(huán)總體性能產生影響，其與采用表面式換熱的進氣空調技術在這一方面有一定的相似之處。二者對聯(lián)合循環(huán)效率的提升效果相近。

對于當前的F級機組，如果長期處在部分負荷運行工況下，采用EGR和進氣加熱改造可以獲得相近的效率收益。在新機組的設計階段，如果考慮應用較大比例的EGR，應當對壓氣機通流進行重新設計，以提高壓氣機在高進氣溫度和低折合轉速下的氣動性能，從而充分釋放EGR系統(tǒng)的潛力。更激進的做法是，提高壓氣機的設計工況點溫度，進一步提高EGR工況下的壓氣機效率。在未來的J級及更高透平入口溫度的燃氣輪機中，EGR在燃燒、排放等方面的應用價值將進一步放大，從而具備更大的應用潛力。

5 結 論

本文開發(fā)了EGR聯(lián)合循環(huán)機組熱力模型，對其熱力性能進行了計算分析。計算結果表明，在部分負荷工況下，EGR主要通過進氣溫度的提升，實現壓氣機效率的提升和透平排氣溫度的升高，從而提高了聯(lián)合循環(huán)效率。在所計算負荷范圍內，再循環(huán)率達到50%時，聯(lián)合循環(huán)效率可以提升0.62%～1.31%。此外，根據模型計算結果，EGR帶來的預期收益還包括：

1)IGV最小開度工況點向下拓展，最小環(huán)保負荷降低；

2)燃燒室入口O2濃度降低，抑制熱力型NOx的生成；

3)余熱鍋爐排煙流量減少，CO2濃度提高，O2濃度降低，更有利于碳捕集。