兩種燃機雙重余熱ORC發(fā)電系統(tǒng)性能分析

郝世超 查顧兵 梁鵬飛

1.中船重工（上海）新能源有限公司

2. 上海市質(zhì)量監(jiān)督檢驗技術研究院

1 引言

各類燃機在燃燒燃料做功或發(fā)電過程中會產(chǎn)生煙氣高溫余熱和缸套冷卻水余熱。采用有機朗肯循環(huán)（Organic Rankine cycle，ORC）技術進行余熱發(fā)電是一種有效的余熱能量回收方法。有研究表明R245fa做為ORC系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)，能表現(xiàn)出良好的性能。

許多學者對ORC余熱利用的建模和性能分析進行過研究，大多集中以單熱源為研究對象，對于燃機余熱回收發(fā)電的思路是煙氣廢熱加以利用，而缸套冷卻水難以直接發(fā)電，缸套水單獨配置低溫發(fā)電機組，熱電轉(zhuǎn)化率低，運行管理復雜度更高，致使技術經(jīng)濟性較差，所以一般成撬燃機直接外置風冷消耗額外電力冷卻。

本文是結(jié)合實際應用，以3臺型號為JMS320GS燃氣發(fā)電機的煙氣余熱和缸套水余熱背景條件，提出兩種ORC單循環(huán)熱電轉(zhuǎn)化系統(tǒng)，一種是根據(jù)余熱能級梯級利用發(fā)電系統(tǒng)，另一種是補汽式發(fā)電系統(tǒng)，這兩種系統(tǒng)都能使煙氣余熱聯(lián)合缸套水余熱資源進行深度利用電轉(zhuǎn)化，但未見文獻中進行過討論。本文以Matlab和REFPROP9.0為工具，通過對這兩種系統(tǒng)進行了建模，提出節(jié)能和發(fā)電綜合效益為衡量標準，進行了熱平衡性能計算，得出這兩種系統(tǒng)分別比僅用煙氣余熱的發(fā)電系統(tǒng)性能提高43.5%和74.5%，并分析這兩種方式的區(qū)別關鍵在于預熱器的作用，及系統(tǒng)參數(shù)對兩種系統(tǒng)性能的影響。提出采用熱源匹配性做為兩種系統(tǒng)設計選擇的判據(jù)，以兩種熱源的功率比表達熱源匹配性做為判據(jù)指標并分析原因，為燃機及余熱發(fā)電成套裝置的開發(fā)和多重熱源的性能優(yōu)化應用提供新思路。

2 燃機余熱及特點

本文選擇3臺顏巴赫 JMS 320 GS-L.L型內(nèi)燃機余熱做為熱源對象，根據(jù)樣本單臺燃氣發(fā)電機組額定發(fā)電功率1 067 kW，排氣溫度設計值為487℃，每臺煙氣流量5 221 kg/h；

為便于分析測算，取一組典型的煙氣成分見表 1。

表 1 煙氣成分表

燃機產(chǎn)生的90℃缸套冷卻水作為熱源，經(jīng)冷卻降溫至70℃后返回內(nèi)燃機繼續(xù)冷卻缸套，每臺內(nèi)燃機可用缸套水流量為28.9 m3/h。根據(jù)產(chǎn)品樣本，缸套水余熱原為廢熱，每臺燃氣發(fā)電機組標準配備一臺功率為12 kW的風冷機。被ORC機組冷卻后，可以取代風機產(chǎn)生節(jié)能效益。本文討論的是缸套水做為ORC機組的熱源溫度為90℃，被ORC機組回收熱量冷卻后仍高于70℃，因為對于特殊型號的燃機設備，缸套水的熱負荷是確定的，如果將缸套水在燃機外部冷卻到70℃以下，流量保持不變，則缸套水將低于90℃。

圖 1 余熱梯級利用ORC系統(tǒng)示意圖

3 余熱梯級利用ORC系統(tǒng)

圖 1為將兩種余熱能級梯級利用的有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)示意圖，下文簡稱系統(tǒng)1。圖中紅色線表示高溫煙氣余熱，淺紅色表示低溫缸套水余熱。由于R245fa工質(zhì)在300℃以上不穩(wěn)定，所以設置了紫色線表示的蒸汽-熱水循環(huán)回路，防止工質(zhì)溫度過高。綠色線表示工質(zhì)的循環(huán)回路，藍色線表示冷卻水回路。

在蒸汽-熱水循環(huán)中，低溫熱水經(jīng)熱水輸送泵至鍋爐形成飽和蒸汽，在蒸發(fā)器中將熱量傳遞給發(fā)電工質(zhì)側(cè)，并被降溫冷凝成低溫熱水后再次進入熱水輸送泵繼續(xù)循環(huán)。

在工質(zhì)循環(huán)中，凝結(jié)后的工質(zhì)經(jīng)過工質(zhì)循環(huán)泵輸送至預熱器中回收缸套水能量后，進入蒸發(fā)器被蒸汽加熱后從過冷態(tài)加熱至飽和態(tài)蒸汽，進入汽輪機做功發(fā)電，在冷凝器中轉(zhuǎn)變?yōu)橐簯B(tài)再次進入工質(zhì)循環(huán)泵繼續(xù)循環(huán)。

此發(fā)電系統(tǒng)的特點是運用了余熱能量梯級利用方法減少了換熱過程的可用能的損失。

4 補汽式ORC系統(tǒng)

圖 2與圖 1所示的ORC系統(tǒng)不同的是蒸發(fā)器和預熱器由串聯(lián)改為并聯(lián)，工質(zhì)循環(huán)泵出口流體分成兩路分別進入預熱器和蒸發(fā)器，進入蒸發(fā)器的工質(zhì)被加熱蒸發(fā)進入工質(zhì)透平做功，經(jīng)預熱器的工質(zhì)被缸套水加熱直接轉(zhuǎn)變?yōu)轱柡驼羝M入補汽式發(fā)電機中補充做功。下文簡稱系統(tǒng)2。

圖 2 補汽式ORC系統(tǒng)示意圖

5 計算模型的假設與說明

結(jié)合本文所探討的兩種ORC發(fā)電系統(tǒng)，為貼近應用實際，做假設和說明如下：

1）蒸汽-熱水循環(huán)參數(shù)：鍋爐出口飽和蒸汽壓力3 bar，蒸汽換熱后轉(zhuǎn)變?yōu)?5℃低溫熱水，此循環(huán)起到的作用是使有機工質(zhì)側(cè)溫度控制在較低范圍，確保有機系統(tǒng)本質(zhì)安全；

2）散熱損失：鍋爐的散熱損失取5%，由于工質(zhì)循環(huán)的溫度較低，不計蒸發(fā)器、預熱器和冷凝器的散熱損失；

3）阻力損失：蒸發(fā)器和預熱器工質(zhì)側(cè)的壓力損失以0.05 bar計，忽略冷凝器工質(zhì)側(cè)、熱水循環(huán)回路和冷卻水回路的壓力損失后冷凝器循環(huán)水側(cè)總壓降取2 bar，工質(zhì)主蒸汽壓力損失取5%；

4）換熱溫差：換熱器的溫差按換熱器換熱量均分100等份后統(tǒng)計得到的平均溫差，代替對數(shù)平均溫差計算換熱面積；根據(jù)換熱器兩側(cè)換熱介質(zhì)換熱器總傳熱系數(shù)取工程經(jīng)驗定值，煙氣鍋爐50 W/m2K，蒸發(fā)器1 500 W/m2K，預熱器1 000 W/m2K，冷凝器2 000 W/m2K；對于系統(tǒng)1，為實現(xiàn)最大余熱回收，應盡量減小窄點溫差，即上端差取5℃；對于系統(tǒng)2，窄點溫差設定為4.2℃，相應預熱器出口蒸汽溫度70℃；

5）泵對工質(zhì)的影響：工質(zhì)泵工作過程為絕熱過程，電耗能量轉(zhuǎn)移計入到工質(zhì)中；

6）補汽汽輪機：分別以主蒸汽參數(shù)和補汽參數(shù)為進氣參數(shù)，簡化為兩臺相同內(nèi)效率和排氣參數(shù)的透平疊加。主進汽參數(shù)受到有機透平進氣參數(shù)的限制，最高蒸汽溫度130℃；

7）實際凈發(fā)電功率：新增ORC發(fā)電系統(tǒng)的效益來自兩部分，一是凈發(fā)電產(chǎn)生的效益，另一部分是冷卻缸套水從而節(jié)約風冷機耗電產(chǎn)生的節(jié)能效益，所以實際凈發(fā)電功率定義為這兩者之和。其中簡化風冷機耗電功率與風冷熱功率成正比關系，凈發(fā)電功率指毛發(fā)電功率減去泵的功耗。

其他發(fā)電系統(tǒng)基本參數(shù)見表 2。

表 2 基本參數(shù)表

6 計算結(jié)果與分析

由表 3可見兩個系統(tǒng)的實際凈發(fā)電功率都高于僅采用煙氣余熱的ORC發(fā)電系統(tǒng)199.4 kW，在系統(tǒng)2中，進入較高壓力的蒸發(fā)器的工質(zhì)流量減少，使得工質(zhì)泵流量明顯加大的情況下，依然減少了泵的功耗；同時系統(tǒng)2比系統(tǒng)1具有更有效的回收余熱的能力，也導致冷卻水泵功耗增加，兩個系統(tǒng)自用功耗基本持平，但由于余熱回收率增加而相應毛發(fā)電功率增加和節(jié)能功率增加，使得最終系統(tǒng)2比系統(tǒng)1實際凈發(fā)電功率增加21.6%，性能明顯提升。

表 3 系統(tǒng)1和系統(tǒng)2計算結(jié)果對照表

與系統(tǒng)1比較，系統(tǒng)2性能的提升所付出的代價體現(xiàn)在膨脹機、泵的通流量加大和換熱器面積上。換熱器面積統(tǒng)計見表 4。由于預熱器換熱平均溫差減少和熱負荷增加，預熱器換熱面積增加126.9 m2，冷凝器換熱面積增加主要是因為熱負荷增加，而蒸發(fā)器熱負荷減少并且溫差加大所以換熱面積減少，四種換熱器總換熱面積增加160.7 m2。

表 4 系統(tǒng)1和系統(tǒng)2的換熱器面積統(tǒng)計表

通過以上結(jié)果可以觀察出兩個系統(tǒng)的關鍵不同是預熱器所起的作用，換熱曲線見圖 3和圖 4，在系統(tǒng)2中，為滿足預熱器內(nèi)蒸發(fā)換熱窄點溫差，可以通過降低補汽壓力來實現(xiàn)低溫余熱的充分回收，盡管此過程降低了熱電轉(zhuǎn)換效率，但還是通過回收熱量和另外提高節(jié)能功率明顯增加了實際凈發(fā)電功率。

圖 3 系統(tǒng)1預熱器換熱曲線

圖 4 系統(tǒng)2預熱器換熱曲線

如果保持缸套水熱負荷不變，嘗試降低缸套水溫度至85℃，保持換熱窄點溫差不變，則系統(tǒng)1和系統(tǒng)2的發(fā)電功率分別降至273.2 kW和337.8 kW，下降幅度分別是4.54%和2.90%，系統(tǒng)1比系統(tǒng)2對缸套水溫更敏感。

7 工質(zhì)蒸發(fā)溫度與系統(tǒng)1

見表 5，缸套水的回水溫度可以代表余熱的回收量，溫度越低表示回收的熱量越多，如果降低工質(zhì)蒸發(fā)設計溫度，數(shù)據(jù)顯示將增大對預熱器的余熱回收量，影響幅度很小，但顯著降低實際凈發(fā)電功率，以此可以得出降低系統(tǒng)1工質(zhì)蒸發(fā)溫度并不能得到優(yōu)化的結(jié)果。

表 5 工質(zhì)蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)1的影響

8 預熱器上端差與系統(tǒng)1

由表6得知，降低預熱器上端差，余熱回收能力和實際凈發(fā)電功率均下降，驗證了將預熱器上端差作為窄點溫差應盡可能小以使性能增大的假設。

表 6 預熱器上端差與系統(tǒng)1的關系

9 熱源匹配性與熱電轉(zhuǎn)化

見圖 5，對于燃機設備樣本上確定了煙氣余熱和缸套水余熱的功率參數(shù)，以其熱功率比值代表雙熱源匹配性，通過改變缸套水流量對應不同的熱源匹配，縱坐標代表確定熱源條件下分別采用系統(tǒng)1和系統(tǒng)2的實際凈發(fā)電功率比值，亦即當實際凈發(fā)電功率比為1時，兩個系統(tǒng)的發(fā)電能力相同。由此可以得出熱源功率比大于1.8時，結(jié)果與前文的結(jié)論不同，系統(tǒng)1的實際凈發(fā)電功率高于系統(tǒng)2。其原因是當熱源功率比較小時，低溫缸套水的余熱回收能力對性能的影響占主導地位，煙氣余熱占比靠近臨界點時，系統(tǒng)1的余熱回收能力雖然沒有達到全部，但缸套水對應的較高熱電轉(zhuǎn)化能力彌補了余熱沒能回收的損失，使系統(tǒng)1的性能與系統(tǒng)2基本持平，超過臨界點時系統(tǒng)1缸套水余熱回收能力進一步增大，加上比系統(tǒng)2缸套水更高的熱電轉(zhuǎn)化率，總體實際凈發(fā)電功率就超過了系統(tǒng)2。在前文的計算結(jié)果中燃機兩種熱源功率比是0.82＜1.8，從提高資源利用的角度應選用系統(tǒng)2。

圖 5 系統(tǒng)1和系統(tǒng)2的實際凈發(fā)電功率比

10 結(jié)論

1）采用本文提出的兩種燃機余熱發(fā)電系統(tǒng)，能充分利用余熱資源，實現(xiàn)高效熱電轉(zhuǎn)化，以實際凈發(fā)電功率做為衡量標準，比僅用煙氣余熱的發(fā)電系統(tǒng)性能提高43.5%和74.5%，系統(tǒng)2比系統(tǒng)1性能提高主要以膨脹機和泵的通流量加大，以及換熱面積增加45.1%為代價。

2）兩種發(fā)電系統(tǒng)的性能區(qū)別關鍵在于預熱器在系統(tǒng)中的作用不同，在文中燃機低溫熱源功率占比較高的條件下，因為系統(tǒng)2中的預熱器能調(diào)整補汽壓力充分回收余熱，所以在靈活性和性能上更有優(yōu)勢。對于缸套水溫的降低，系統(tǒng)1比系統(tǒng)2性能降低幅度更大。

3）降低工質(zhì)蒸發(fā)溫度和增大預熱器上端差的調(diào)整經(jīng)過驗證不能優(yōu)化系統(tǒng)1的性能。

4）系統(tǒng)1和系統(tǒng)2的性能和兩種熱源的匹配度有相關性，以本文提出的燃機樣本熱源功率比代表熱源匹配性來衡量，能有效區(qū)分熱源功率比為1.8時是兩個系統(tǒng)性能的分界點，大于1.8時系統(tǒng)1優(yōu)于系統(tǒng)2。這種方法可以做為多重熱源發(fā)電系統(tǒng)方案選擇的判據(jù)，同時建議采用其他定義熱源匹配性的方式對該類雙熱源的ORC發(fā)電系統(tǒng)特性進行討論。