一種簡(jiǎn)化型超臨界CO2動(dòng)力循環(huán)換熱系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

鄭舒星， 陳亞平， 吳嘉峰， 朱子龍， 方 芳

(東南大學(xué) 低碳型建筑環(huán)境設(shè)備與系統(tǒng)節(jié)能教育部工程研究中心， 南京 210096)

CO2捕集與封存(CCS)技術(shù)在發(fā)電廠的應(yīng)用被認(rèn)為是解決全球氣候變化問(wèn)題的重要手段[1-4]。由于空氣中N2的稀釋?zhuān)瑐鹘y(tǒng)燃煤發(fā)電廠排放的煙氣中CO2濃度較低，使得CO2分離過(guò)程復(fù)雜且困難，CO2捕集將會(huì)導(dǎo)致發(fā)電廠的凈發(fā)電效率大幅下降[5]。超臨界CO2動(dòng)力循環(huán)作為一種在工質(zhì)循環(huán)過(guò)程中實(shí)現(xiàn)CO2捕集的新型發(fā)電循環(huán)近年來(lái)受到了廣泛的關(guān)注[6-7]。CAYER E等[8]指出，在相同條件下，超臨界CO2動(dòng)力循環(huán)的熱效率比蒸汽朗肯循環(huán)更高。ZHANG N等[9-10]提出了一種新型液態(tài)天然氣(LNG)超臨界CO2布雷頓-朗肯聯(lián)合動(dòng)力循環(huán)。PURJAM M等[11]設(shè)計(jì)了一種新型超臨界CO2動(dòng)力循環(huán)，并完成了循環(huán)的第一定律分析。CHEN Y P等[12-13]提出并研究了一種新型的以LNG為燃料、液氧(LO2)為氧化劑、水蒸氣為循環(huán)工質(zhì)的燃?xì)庹羝旌瞎べ|(zhì)動(dòng)力循環(huán)(GSMC)。在GSMC系統(tǒng)中，LNG和LO2的冷能用于捕集CO2，集成了谷電制氧儲(chǔ)能和CO2捕集技術(shù)。

ALLAM R J等[14-15]提出了一種新型的超臨界CO2動(dòng)力循環(huán)(簡(jiǎn)稱(chēng)Allam循環(huán))。Allam循環(huán)采用富氧燃燒技術(shù)，在布雷頓循環(huán)的基礎(chǔ)上，利用CO2作為循環(huán)工質(zhì)，可實(shí)現(xiàn)CO2的捕集和無(wú)NOx排放。與傳統(tǒng)蒸汽朗肯循環(huán)、布雷頓循環(huán)相比，Allam循環(huán)可以顯著降低能量損失，提高熱效率。ZHU Z L等[16]在Allam循環(huán)的基礎(chǔ)上提出并研究了一種適合于1 000 ℃以下較低透平進(jìn)口溫度的改進(jìn)型Allam循環(huán)(簡(jiǎn)稱(chēng)Allam-Z循環(huán))，通過(guò)提高其透平背壓，避免使用壓縮機(jī)，所有工作介質(zhì)由泵升壓，并利用LO2和LNG的冷量使CO2液化，系統(tǒng)更為簡(jiǎn)化。結(jié)果表明：在透平進(jìn)口溫度為700 ℃的同等條件下，Allam-Z循環(huán)的循環(huán)熱效率可以比Allam循環(huán)高出2.65%。

Allam-Z循環(huán)主要包括換熱器、透平、燃燒室、泵等部件，而換熱器按照其功能不同又可以分為回?zé)崞?、冷卻器、冷凝器。換熱器換熱效率的升高或壓降的降低，都能有效減少系統(tǒng)中泵的功耗，提高循環(huán)效率。Allam-Z循環(huán)的換熱器系統(tǒng)與常規(guī)熱力循環(huán)的系統(tǒng)相比具有多流程、跨臨界、含不凝性氣體、大溫升、大溫降等特點(diǎn)，需要針對(duì)其特點(diǎn)進(jìn)行分析、優(yōu)化。

1 循環(huán)系統(tǒng)簡(jiǎn)介

與Allam循環(huán)把透平背壓設(shè)置得較低，乏氣回?zé)岷笮枰捎枚鄠€(gè)帶中間冷卻的壓縮機(jī)升壓后再對(duì)環(huán)境冷源排熱的方案不同，Allam-Z循環(huán)[16]是針對(duì)透平進(jìn)口和出口溫度均相對(duì)較低場(chǎng)合的簡(jiǎn)化方案，其系統(tǒng)圖見(jiàn)圖1。

HX1、HX2、HX3、HX4、HX5—換熱器；NG—天然氣；LCO2—液態(tài)CO2。圖1 Allam-Z循環(huán)系統(tǒng)圖

LNG與LO2經(jīng)過(guò)HX4和HX5預(yù)熱與回?zé)岷?，進(jìn)入燃燒室發(fā)生燃燒反應(yīng)，其燃燒產(chǎn)物與循環(huán)工質(zhì)CO2形成CO2/H2O混合工質(zhì)在透平中膨脹做功發(fā)電，透平背壓是由對(duì)環(huán)境冷源排熱的終點(diǎn)參數(shù)和回?zé)徇^(guò)程的流動(dòng)阻力決定的。透平乏氣分為兩股，一小股流體通過(guò)HX5前的燃料和O2，大部分流體經(jīng)HX1回?zé)峤?jīng)CO2泵加壓后的循環(huán)工質(zhì)CO2，CO2泵出口流體因吸收了泵功而溫度升高，使得HX1乏氣出口溫度偏高，因此設(shè)置了HX2用冷卻水對(duì)乏氣作進(jìn)一步冷卻。兩股乏氣流體在6點(diǎn)匯合后一起流入氣液分離器，使混合工質(zhì)中的H2O完全分離出來(lái)，在氣液分離器的出口設(shè)置干燥器進(jìn)一步去除殘余水分。氣體CO2在HX3中冷卻液化。與燃燒產(chǎn)物相對(duì)應(yīng)的一部分CO2作為被捕集的CO2排出系統(tǒng)，剩余部分CO2作為循環(huán)工質(zhì)用泵升壓后繼續(xù)參與循環(huán)做功。

但是Allam-Z循環(huán)系統(tǒng)的換熱器在實(shí)際應(yīng)用過(guò)程中存在以下幾點(diǎn)問(wèn)題：

(1) 部分換熱器(如HX1)的熱負(fù)荷較大且進(jìn)出口溫度變化巨大，如果制作成單個(gè)換熱器會(huì)導(dǎo)致?lián)Q熱器耐高溫材料的浪費(fèi)，且采用U形管換熱器時(shí)熱泄漏嚴(yán)重。

(2)NG和O2同時(shí)與熱流體進(jìn)行換熱時(shí)，多股流換熱器的設(shè)計(jì)制造難度較大。

(3) 由于乏氣在接近環(huán)境溫度下釋放水蒸氣的凝結(jié)潛熱，所需要的冷卻負(fù)荷急劇增大，2股低溫流體冷量不足。

針對(duì)以上問(wèn)題，對(duì)Allam-Z循環(huán)的換熱系統(tǒng)做出具體修改設(shè)計(jì)(見(jiàn)圖2)。2股乏氣流提前在3點(diǎn)和4點(diǎn)混合為5點(diǎn)，然后一起進(jìn)入HX2冷卻；HX1采用3臺(tái)換熱器串聯(lián)的形式；HX5由2組2臺(tái)串聯(lián)的換熱器并聯(lián)而成；而HX4的低溫流體的冷量則由間接冷卻冷卻水提供改為直接冷卻從HX3流出的CO2流體提供，并將多股流換熱器分為并聯(lián)的換熱器。

圖2 Allam-Z循環(huán)系統(tǒng)換熱器具體細(xì)化的流程圖

2 循環(huán)模型及評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)

分別對(duì)循環(huán)系統(tǒng)的發(fā)電輸出效率ηe和等效凈效率ηnet,eq進(jìn)行性能評(píng)價(jià)，計(jì)算公式為：

ηe=(WTηg-∑WP)/Q0

(1)

ηnet,eq=(WTηg-∑WP-γWASU)/Q0

(2)

式中：WT為透平消耗功率，MW；ηg為發(fā)電機(jī)效率，%；Wp為泵的消耗功率，MW；Q0為輸入熱量，MW；γ為谷峰電價(jià)比；WASU為空分單元的消耗功率，MW。

已知參數(shù)包括：透平等熵效率ηT為0.85、泵等熵效率ηP為0.8、ηg為0.985。其他假設(shè)參照Allam-Z循環(huán)[18]，反應(yīng)組分與燃燒產(chǎn)物成正比：

CH4+2O2=CO2+2H2O

(3)

3 換熱系統(tǒng)特性分析

改進(jìn)后的Allam-Z循環(huán)中的換熱器類(lèi)型均為高壓?jiǎn)螝こ虇喂艹坦潭ü馨迨綋Q熱器(BEM)，實(shí)際應(yīng)用時(shí)需要設(shè)置膨脹節(jié)等手段來(lái)補(bǔ)償熱膨脹。這是因?yàn)閱螝こ痰慕Y(jié)構(gòu)有利于采用螺旋折流板換熱器(見(jiàn)圖3)等殼程強(qiáng)化傳熱技術(shù)。雖然實(shí)際應(yīng)用時(shí)可以采用更適合于正三角形布管的三分或六分螺旋折流板換熱器[17]，但目前商用換熱器設(shè)計(jì)軟件HTRI只有四分螺旋折流板換熱器的設(shè)計(jì)，所以筆者采用四分螺旋折流板換熱器方案進(jìn)行計(jì)算。

圖3 螺旋折流板換熱器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

HTRI軟件使用完全增量法，將傳熱器分為幾個(gè)模塊，采用局部物性參數(shù)對(duì)此模塊的傳熱系數(shù)及壓降進(jìn)行計(jì)算。理論傳熱系數(shù)K的計(jì)算公式為：

(4)

式中：δ為換熱管的壁厚，mm；λ為換熱管材料導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；ri為管內(nèi)側(cè)污垢熱阻，m2·K/W；ro為管外側(cè)污垢熱阻，m2·K/W；ki為管側(cè)傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；ko為殼側(cè)傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；di為換熱管的內(nèi)徑，mm；do為換熱管的外徑，mm；dm為換熱管的平均直徑，mm。

對(duì)于管側(cè)、殼側(cè)傳熱系數(shù)以及其他參數(shù)，軟件會(huì)根據(jù)局部流動(dòng)狀態(tài)選取合適的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算，可于HTRI設(shè)計(jì)手冊(cè)中查閱[18]。

由于換熱器內(nèi)工作壓力較大，為保證強(qiáng)度要求，參照GB 150—2011 《壓力容器》，δ可根據(jù)公式(5)計(jì)算：

(5)

式中：pc為計(jì)算壓力，MPa；[σ]t為設(shè)計(jì)溫度下?lián)Q熱管材料的許用應(yīng)力，MPa；φ為焊接接頭系數(shù)，取φ=1。管排方式采用正三角形排列，[σ]t按照GB 150.2—2011 《壓力容器 第2部分：材料》選取。

Allam-Z循環(huán)回?zé)崞鲀蓚?cè)流體不僅壓力高而且溫升、溫降都比較大，為了避免高溫端和低溫端之間的熱泄漏過(guò)于嚴(yán)重，不宜采用U形管換熱器。HX1采用3臺(tái)單管程單殼程逆流型換熱器串聯(lián)。

以HX1-1換熱器為例，對(duì)循環(huán)中的螺旋折流板換熱器的換熱特性進(jìn)行研究。在冷凝溫度為30 ℃、透平進(jìn)口壓力為30 MPa、透平進(jìn)口溫度為700 ℃的條件下，HX1-1的殼程介質(zhì)為CO2/H2O，進(jìn)出口溫度分別為535 ℃和293.27 ℃，進(jìn)口壓力為7.21 MPa，質(zhì)量流量為500.23 kg/s；管程介質(zhì)為CO2，進(jìn)出口溫度分別為228.57 ℃和440.32 ℃，進(jìn)口壓力為31 MPa，質(zhì)量流量為501.18 kg/s。

3.1 殼體內(nèi)徑的影響

根據(jù)循環(huán)各狀態(tài)點(diǎn)數(shù)據(jù)，參照GB 151—2014《熱交換器》，在保證熱負(fù)荷的前提下，利用HTRI軟件對(duì)do=12 mm、管間距S=16 mm時(shí)4種殼體內(nèi)徑Di的HX1-1螺旋折流板換熱器進(jìn)行設(shè)計(jì)核算(Di=1 300 mm，管子數(shù)量n=5 676；Di=1 400 mm，n=6 618；Di=1 500 mm，n=7 584；Di=1 600 mm，n=8 676)，并通過(guò)迭代確定管子的長(zhǎng)度L和換熱面積A。盡管采用并聯(lián)布置換熱器的方法可以減小殼體內(nèi)徑，但考慮到本算例100 MW發(fā)電功率對(duì)于發(fā)電廠是偏小的，所以還是采用單臺(tái)換熱器。

不同Di與不同傾斜角β對(duì)HX1-1換熱器殼程壓降Δpo、實(shí)際總傳熱系數(shù)U、ko、殼程綜合指標(biāo)ko/Δpo1/3、L、A和殼側(cè)流速vo的影響見(jiàn)圖4。

由圖4可知：隨著β的增大，各換熱器的Δpo均先快速后緩慢下降；β相同時(shí)，Di越小則Δpo越大；當(dāng)設(shè)置Δpo≤200 kPa的約束條件時(shí)，Δpo=200 kPa的水平線與Di=1 300 mm、1 400 mm、1 500 mm曲線分別在β=33°、17°和12°處相交，即傾斜角低于相交點(diǎn)則阻力壓降會(huì)超出約束條件。隨著β的增大，不同Di的換熱器的U和ko均逐漸下降；而β相同時(shí)，Di越小則U和ko越大。在計(jì)算范圍內(nèi)，隨著β的增大，各換熱器的ko/Δpo1/3均呈現(xiàn)逐漸下降的趨勢(shì)；β相同時(shí)，Di越大則ko/Δpo1/3越大，并且隨著β的增大這種變化趨勢(shì)逐漸減弱。隨著β的增大，各換熱器的L和A均呈現(xiàn)逐漸上升的趨勢(shì)，vo則隨著β的增大而不斷減小；β相同時(shí)，Di越小則L和vo越大，A越小?？紤]到Di=1 400 mm、1 500 mm且β取約束條件限制的最小值方案的A較接近，而內(nèi)徑大的殼體厚度也大，材料成本較高，因此從經(jīng)濟(jì)性角度宜選擇Di=1 400 mm的方案。

圖5給出了按照?qǐng)D4(a)中以Δpo=200 kPa為約束條件所確定的換熱器HX1-1方案的ki、管程壓降Δpi、管程流速vi、管程綜合指標(biāo)ki/Δpi1/3的變化曲線。

由圖5可知：隨著Di的增大，各換熱器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐漸下降。

3.2 管外徑和管間距的影響

根據(jù)循環(huán)各狀態(tài)點(diǎn)數(shù)據(jù)，利用HTRI軟件對(duì)3種do且具有不同S的6款HX1-1螺旋折流板換熱器進(jìn)行設(shè)計(jì)核算，殼體內(nèi)徑取恒定值(Di=1 400 mm)：do=12 mm，di=7.5 mm，S=16 mm、17 mm，n=6 618、5 838；do=14 mm，di=8.75 mm，S=19 mm、20 mm，n=4 668、4 236；do=16 mm，di=10 mm，S=22 mm、23 mm，n=3 474、3 186。

do、S及β對(duì)HX1-1換熱器Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、L、A和vo的影響見(jiàn)圖6。

由圖6(a)可知：隨著β的增大，各換熱器的Δpo均先快速后緩慢下降，且do相同時(shí)，S越小則Δpo越大；當(dāng)β相同時(shí)，do越大Δpo越大。由圖6(b)、(c)、(d)可知：隨著β的增大，不同do的換熱器的U、ko、ko/Δpo1/3逐漸下降；且當(dāng)do相同時(shí)，S越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大；當(dāng)β相同時(shí)，do越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大。由圖6(e)、(f)可知：隨著β的增大，各換熱器的L、A均呈現(xiàn)逐漸上升的趨勢(shì)，而vo則不斷減小，且不同方案的vo曲線非常接近；當(dāng)β相同時(shí)，不同方案的L和A均隨著do的增大或S的增大而增大。

當(dāng)Δpo=200 kPa時(shí)，不同do對(duì)HX1-1換熱器ki、Δpi和ki/Δpi1/3的影響見(jiàn)圖7。

由圖7可知：隨著do的增大，各換熱器的ki、ki/Δpi1/3均逐漸減小，而Δpi逐漸增大，且當(dāng)do相同時(shí)，ki、Δpi隨著S的增大而增大，而ki/Δpi1/3則隨之減小，原因在于隨著S的增大，n減少而vi增大。

4 循環(huán)換熱系統(tǒng)設(shè)計(jì)

根據(jù)上述結(jié)果對(duì)Allam-Z循環(huán)的換熱系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。由于換熱器存在壓降，會(huì)對(duì)循環(huán)中的各點(diǎn)壓力產(chǎn)生影響，所以對(duì)換熱系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)需要考慮將Δpo和Δpi作為約束條件，以獲得合適的換熱器參數(shù)。為保證CO2經(jīng)過(guò)HX3與HX4降溫后能夠完全液化實(shí)現(xiàn)全捕集，考慮到冷卻水溫度條件，將HX4背壓始終保持在7.21 MPa，因此需要根據(jù)回?zé)釗Q熱器的壓降對(duì)透平背壓進(jìn)行修正。由于透平背壓會(huì)影響系統(tǒng)的循環(huán)效率，壓降過(guò)大則循環(huán)效率降低，而壓降過(guò)小則可能使換熱器面積增大而升高成本。

筆者將回?zé)嵯到y(tǒng)HX1～HX4的殼側(cè)的總壓降設(shè)計(jì)為系統(tǒng)總壓降的約10%，通過(guò)迭代將透平背壓修正為8.00 MPa。根據(jù)已建立的循環(huán)模型計(jì)算各換熱器的進(jìn)出口參數(shù)，同時(shí)結(jié)合上述討論結(jié)果，對(duì)換熱系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。其中，HX1分為3臺(tái)串聯(lián)換熱器(也可以只分為2臺(tái)串聯(lián)換熱器)，HX5a和HX5b均分為2臺(tái)串聯(lián)換熱器，只有高溫?fù)Q熱器工作溫度≥300 ℃需要采用價(jià)格較昂貴的耐高溫材料。設(shè)計(jì)結(jié)果列于表1。

表1 循環(huán)中各換熱器參數(shù)

表2為透平進(jìn)口參數(shù)為30 MPa、700 ℃，冷凝溫度保持30 ℃時(shí)，透平背壓為7.21 MPa的理論循環(huán)和透平背壓為8.00 MPa時(shí)考慮換熱系統(tǒng)影響的循環(huán)性能比較。

表2 系統(tǒng)效率比較

由表2可以看出：實(shí)際循環(huán)的發(fā)電輸出效率為43.68%，等效凈效率為40.65%，比不考慮回?zé)崞鲏航禃r(shí)透平背壓為7.21 MPa的理論循環(huán)均降低1.03百分點(diǎn)。

5 結(jié)語(yǔ)

筆者針對(duì)一種以調(diào)峰蓄能和CO2捕集為目標(biāo)的Allam-Z循環(huán)換熱系統(tǒng)進(jìn)行了初步設(shè)計(jì)及優(yōu)化。循環(huán)中的換熱器類(lèi)型均為BEM，為了節(jié)省耐高溫材料，HX1采用3臺(tái)換熱器串聯(lián)，而HX5采用2組2臺(tái)換熱器串聯(lián)的形式。

在不同Di下，隨著螺旋折流板β的增大，各換熱器的U、ko、Δpo、ko/Δpo1/3、vo均逐漸下降，L、A則呈現(xiàn)逐漸上升的趨勢(shì)。當(dāng)β相同時(shí)，Di越小則U、ko、Δpo、L、vo越大，而ko/Δpo1/3、A則減??；do越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大，Δpo、L、A越小，vo曲線則非常接近；Di、do、β相同時(shí)，不同方案的Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、vo隨S的增大而減小，L、A則增大。

隨著Di的增大，各換熱器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐漸下降；而Di不變時(shí)，隨著do的增大，各換熱器的ki、ki/Δpi1/3均逐漸減小，而L、Δpi逐漸增大。當(dāng)do相同時(shí)，不同方案的ki、Δpi隨S的增大而增大，ki/Δpi1/3則減小。

當(dāng)透平背壓為8.00 MPa，即HX1～HX4的回?zé)峒皩?duì)冷源排熱過(guò)程的總壓降控制在系統(tǒng)總壓降的10%左右時(shí)，循環(huán)的發(fā)電輸出效率和等效凈效率相對(duì)于不考慮壓降的理論循環(huán)均降低約1.03百分點(diǎn)。