基于CCHP系統燃機進氣冷卻改造的可行性分析

夏瑞青，王彥琳，付 榮

(北京京能未來燃氣熱電有限公司，北京 102209)

基于CCHP系統燃機進氣冷卻改造的可行性分析

夏瑞青，王彥琳，付 榮

(北京京能未來燃氣熱電有限公司，北京 102209)

針對燃氣——蒸汽聯合循環機組輸出功率隨環境溫度升高而下降的問題，提出了一種對分布式CCHP系統低負荷運行制冷站改造的方法，將制冷站剩余容量用于燃氣輪機進氣冷卻系統，并利用熱水型溴化鋰吸收式制冷機回收余熱鍋爐排煙余熱制冷，以降低燃機進氣溫度。技術經濟分析結果表明，該進氣冷卻系統具有明顯的經濟效益；溫度變化對燃氣輪機性能影響的分析表明，加翅片管式表面換熱器的燃機進氣冷卻系統可使燃機進氣溫度下降15～20 ℃， 進氣冷卻至15 ℃可使燃氣輪機機組年凈增發電量約35 705 MW·h。

燃氣輪機；進氣冷卻；余熱利用；溴化鋰制冷機

0 引 言

天然氣分布式能源是指利用天然氣為燃料，通過冷熱電三聯供(CCHP)等方式實現能源的梯級利用，綜合能源利用效率可以達到75%～90%。但在高溫地區和炎熱季節，燃氣輪機性能深受環境溫度的影響，出力嚴重下降，效率也隨之降低，機組調峰能力大大削弱[1]。環境溫度升高，燃機進口空氣密度下降，進氣質量流量減小，致使吸入壓氣機的空氣質量流量下降，機組的做功能力隨之變小；壓氣機耗功與吸入空氣溫度成正比，即環境溫度升高，燃氣輪機凈功減少。CCHP系統夏季制冷多采用溴化鋰吸收式冷機與電制冷的聯合運行方式，保證夏季冷網的安全、穩定運行。其中，溴化鋰吸收式制冷利用余熱鍋爐排煙余熱產生蒸汽或熱水驅動溴冷機產生7 ℃冷水[2]，因此可通過加裝燃機進氣翅片管表面式換熱器，將部分冷水通過表面式空氣冷卻器冷卻燃機入口空氣，提高燃機調峰出力，并且該冷卻方式可以深度利用排煙余熱，降低排煙溫度，提高機組聯合循環效率，降低運行費用。對于基于CCHP方式的分布式能源項目，冷機設備投資均已計入預算，因此燃機進氣改造并不會增大過多的改造投資。文章主要對某基于CCHP方式的分布式能源項目的燃氣輪機采用冷網系統改造對進氣進行冷卻的可行性進行了探討分析。

1 大氣溫度對燃氣輪機的影響

由燃氣輪機工作原理可知，當大氣溫度上升時，燃氣輪機的出力明顯下降[3]。通過對某E型燃氣電廠全年數據采集分析，擬合出在燃機滿負荷運行時，環境溫度變化對燃機輸出功率、壓氣機排氣溫度、壓力，煙氣流量和天然氣耗量影響的線性關系式，見表1。從表1可知，除壓氣機排氣溫度、透平排氣溫度與環境溫度成正相關外，其他均為負相關，燃機在環境溫度小于3 ℃時已達到最大輸出功率，因此各參數在環境溫度小于3 ℃時均保持不變，與x=3時相同。由公式(1)可知壓氣機的耗功量Wc與吸入空氣的熱力學溫度T1成正比，即大氣溫度升高時，耗功增大，進而造成燃氣輪機的凈出力減小[4]。

(1)

式中：ηc為壓氣機內效率；T1壓氣機進氣溫度；CP為空氣比定壓熱容；k為絕熱指數。

表1 各參數隨環境溫度變化線性公式

圖1所示為燃機功率、壓氣機排氣溫度、排氣流量、透平排氣流量等隨環境溫度變化關系。由圖可知：燃機輸出功率隨環境溫度的升高大幅降低，燃機在環境溫度小于4 ℃條件下實際運行時已達到最大出力173 WM，當環境溫度升至36 ℃，燃機輸出功率從173 WM降至143 WM，出力減小30 WM，降幅17.3%。燃機輸出功率基本按0.95 MW/℃速率下降，燃機效率從35.22%降至33.95%。可見環境溫度對燃機出力影響巨大。

圖1 各參數隨環境溫度變化曲線

圖2 北京地區某年某月逐日最高氣溫

圖2為北京地區某年某月逐日最高氣溫，由圖可知：6、7、8月份日平均高溫分別31、33和31 ℃， 日最高氣溫分別為34、36和36 ℃。作為調峰機組的CCHP系統，顯然在高溫用電高峰期不能很好的起到調峰作用，要解決這個問題，必須對進氣系統進行冷卻改造。

2 燃機進氣冷卻系統

2.1 幾種主要的進氣冷卻技術

(1)噴霧式蒸發冷卻。直接將水霧化，噴入進氣道中對進氣進行冷卻。

(2)表面冷卻。通過換熱器來冷卻燃氣輪機的進氣。在燃氣輪機的進氣通道中安裝鰭片管式換熱器，管內流冷水，進氣經過鰭片管外側時被冷卻。只要冷源有足夠的制冷能力、換熱器鰭片管有足夠的傳熱能力，就可以將進氣冷卻到最佳進氣溫度，因此在炎熱的地區采用這種冷卻方式的較適宜。

(3)電制冷。采用燃氣輪機或聯合循環電廠自身所發出的電力，驅動氨基壓縮式制冷機產生低溫冷水，通過閉式循環回路送到燃氣輪機進氣通道內的鰭片管換熱器中，來降低燃氣輪機進氣溫度。

(4)冰蓄冷制冷。利用電網中夜晚低谷電的廉價優勢，采用水冷式低溫冷水機組制冷。低溫冷水機組將冷凍液輸入到大容量的蓄冷槽盤管中，產生大量的冰水混和物，供燃氣輪機白天高峰發電時冷卻進氣。冷凍液也可輸人到冷凍液一水熱交換器的盤管中，產生5 ℃左右的冷水供燃氣輪進氣冷卻[6]。

2.2 系統流程

冷網冷水制備系統如圖3所示，通過在冷網供水母管加裝一支路，將7℃的冷水作為燃機進氣表面式換熱器的冷源，降低燃機進氣溫度至15 ℃。 余熱鍋爐尾部煙道布置了擴大式省煤器，使排煙溫度大大降低，通過低壓省煤器再循環保證鍋爐給水溫度，外置式水—水換熱器管側水源取自低壓省煤器出口150 ℃的高溫水，被加熱的120 ℃的殼側水作為吸收式溴化鋰冷水機組的驅動熱源，維持冷機高效運行。制冷設備運行方式采用#1、#2吸收式溴化鋰冷機并聯運行、#1溴化鋰冷機與#1離心式冷水機串聯，同時離心式冷水機設置了旁路管線，在夜間低負荷下電制冷機組可采用間歇運行方式，避免能源浪費。

圖3 燃機進氣冷卻系統圖

3 燃機進氣冷卻系統效益分析

3.1 冷卻溫度的選擇

選擇進氣溫度首先要避免結冰，碎冰進入壓縮機會引起嚴重的結構破壞。在穿過進氣冷卻翅片管之后，空氣通常會變為飽和狀態。假設空氣被吸入壓縮機入口的過程是一個由空氣的焓轉化為動能的絕熱過程，這一過程中，空氣的流動速度增加，而溫度會進一步降低。當溫度降到低于0 ℃ 時，就可能發生結冰現象。式(2)描述了空氣流速和溫度之間的變化關系。通常，空氣由冷卻裝置出口進入壓氣機入口，溫度會降低大約5 ℃，因此，為了避免結冰，進氣溫度至少要大于5 ℃。

(2)

式中：v可為空氣的流速；g為重力加速度；cpa為空氣的比定壓熱容。

文獻[7]分析指出只有當大氣溫度高于37 ℃ 時，相對濕度才會對燃氣輪機的性能產生明顯的影響，所以在常規條件下可不考慮相對濕度的影響。鑒于本電廠冷負荷的實際運行情況，本文設計將燃機進氣冷卻至15 ℃為目標，進行計算與分析。

3.2 氣象數據分析

圖4為北京地區某年日平均氣溫>15 ℃的天數在各月份中的分布情況，如圖可知，4月～9月日平均氣溫普遍高于15 ℃，而其它月份的氣溫則比較低。因此，假設進氣冷卻裝置只在4月～9月運行， 共計193 d。

圖4 逐月日平均氣溫>15 ℃的天數分布

3.3 制冷負荷的估算

冷負荷的大小就是冷卻水與濕空氣換熱時使濕空氣溫度降低而帶走的熱量。濕空氣由干空氣和水蒸氣組成，所以冷負荷由顯熱和潛熱兩部分組成。

根據氣象資料提供的干球溫度和相對濕度，冷負荷顯熱部分Qs，由式(3)計算：

(3)

式中：Va燃機進氣的體積流量，m3/s；va空氣的比體積，m3/kg；cpa空氣的比定壓熱容，kJ/(kg·K)；ta空氣的干球溫度，℃；ti進氣溫度，℃。

當選定的燃氣輪機進氣溫度低于露點溫度時，濕空氣中將有水凝結析出，此時，冷負荷潛熱部分Qq，由式(4)計算：

(da-di,s)cpwtin}

(4)

式中：da為空氣的含濕量，kg/kg；cpv為水蒸氣的比定壓熱容，kg/(kg·K)；r為0 ℃水的蒸發潛熱，kJ/(kg·K)；di,s為進口溫度下飽和空氣的含濕量，kg/kg；cpw-為水的比定壓熱容，kg/(kg·K)。

當選定的燃機進氣溫度高于露點溫度時，冷負荷潛熱部分Qq可由式(5)計算：

(5)

制冷機冷負荷Q等于冷負荷顯熱部分Qs與冷負荷潛熱部分Qq之和，即：

Q=Qs+Qq

(6)

圖5 各月逐日平均所需冷量

圖5所示為4～9月逐日平均進氣所需冷量。由圖可知，隨著時間的推移，進氣冷卻所需冷量隨環境溫度變化出現先增加后降低的趨勢，7月份達到最大值，平均每小時耗冷量約7MW，為4月平均每小時耗冷量的5.6倍。

3.4 燃機進氣冷卻系統效益分析

對于一個具體的燃氣輪機冷熱電聯產項目，需要綜合考慮當地氣象條件、機組的實際性能、當地燃料和用電價格等各種因素，作出詳細的技術經濟分析才能判定進氣冷卻技術是否可行。表2所示為天然氣成分，以下為相關設備參數。

表2 天然氣成分

E型燃機設計參數：最大負荷173MW排氣溫度543 排煙質量流量548.98kg/s天然氣流量 9.62kg/s，壓氣機在基本負荷下的壓比11.7。

溴化鋰制冷機參數：制冷量7.034MW，冷水供回水溫度13/8 ℃，冷水量120 8m3/h。離心式冷水機功率1.318MW，制冷量7.032MW，冷水進出口溫度8/3 ℃，流量120 4m3/h。

冷卻方式產生的額外壓降一般在50～300Pa之間，因壓降導致的功率降低遠遠小于因溫度降低而增加的功率，因此在實際計算中忽略此項[8]。燃氣輪機配置進氣冷卻后年度凈收益可以用式(7)表示：

PN=(ΔWPe-ΔGfPf)H-CEQ/n-PM

(7)

式中：PN為年凈收益；ΔW為因溫降而增加的發電量；Pe為上網電價；ΔGf為因溫降每小時增加的燃料消耗量；Pf為燃料價格；H為冷卻系統年運行小時數；CEQ為設備總投資；n為為冷卻系統使用壽命；PM為進氣冷卻每年的運行和維護費用。

為便于實際結果的計算比較，本文假設條件如下：電價0.8元/kWh，工業天然氣價格3元/Nm3，改造投資金額500萬元，運行年限10年 維護費用30萬/年，4月～9月全天運行。

圖6 各參數隨冷卻溫度的變化曲線

圖6為年凈收益、投資回收期、日均最低運行小時數隨冷卻溫度的變化曲線，年凈收益隨冷卻溫度的升高成線性負相關的趨勢，在冷卻溫度<15 ℃ 時，斜率基本維持在-25.5，即冷卻溫度每減小1 ℃，年凈收益增大25.5萬元，當冷卻溫度>15 ℃時，斜率值在逐漸增大，說明冷卻溫度每增大1 ℃，年凈收益增幅成減小趨勢，主要原因在于冷卻溫度增大，環境溫度與冷卻溫度間的差值在逐漸減小，使得進氣冷卻設備投運時間大幅減小所致。日均最低小時數表示進氣冷卻裝置在選定的冷卻溫度下，滿足年凈收益為正值的日平均最少運行時間，通過日均最低運行小時數的限定條件可適當選取當日冷卻設備投運時間以確保與冷網大負荷運行時不發生沖突，并且使冷卻系統運行產生最佳效益。另外，從投資回收期的變化趨勢可知，冷卻溫度≥19 ℃是不可取的，因為此時的回收期年限已為10.4年，超出設定的期限10年?；厥掌谇€的斜率為遞增趨勢，顯然選取較高的冷卻溫度不經濟，對于冷卻溫度≤15 ℃的斜率變化幅度較小，可作為確定冷卻溫度適宜區域。

圖7 不同電價年凈收益曲線

圖7為不同電價下，年凈收益隨冷卻溫度的變化，電價越高年凈收益越好，冷卻溫度=15 ℃時，pe=0.9的年凈收益要比pe=0.8大357萬元，而冷卻溫度=17 ℃時，相差280萬元，降幅22%，可見年凈收益隨著選取冷卻溫度的逐漸增大，電價差異所帶來的增幅在逐漸被削弱，主要原因在于冷卻溫度高造成進氣冷卻設備運行時間少所致。

圖8 年凈增出力與凈增耗氣量變化曲線

圖8為進氣冷卻設備運行，燃機年凈增出力與年凈增耗氣量隨冷卻溫度的變化曲線，如圖可知，曲線斜率的變化趨勢與年凈收益相同，隨冷卻溫度的減小，呈逐漸增大趨勢。在冷卻溫度為15 ℃ 時，燃機年凈增出力為35 705 MW·h，年凈增耗氣量為8 792 340 Nm3/h，創造產值為496萬，設備投資回收期約為1年。

4 結束語

燃氣輪機冷熱電聯產系統的性能很大程度上受到環境空氣溫度的影響，采用燃氣輪機進氣冷卻技術可以明顯提高系統的發電功率和發電效率，從而提高系統的經濟效益。對于冷熱電聯產系統制冷站在具有較大余量的情況，可選擇通過冷網改造實現燃氣輪機進氣冷卻，提高冷網運行性能，同時促進機組整體性能的提高。在北京夏季典型月逐日氣象條件下，通過對E型燃機冷卻技術經濟分析顯示，與不采用進氣冷卻裝置相比，冷卻溫度為15 ℃時，燃機全年凈增發電量35 705 MW·h，年凈增耗氣量為 8 792 340 Nm3/h，在一定程度上提高了CCHP系統運行的靈活性和經濟性。

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Feasibility Analysis on Gas Turbine Inlet Air Cooling Reconstruction about CCHP System

XIA Rui-qing, WANG Yan-lin, FU Rong

(The Future of Beijing Beijing Gas Power Co., Ltd. Beijing 102209, China)

For the problem of Gas-Steam combined cycle unit output power decreasing at higher ambient temperatures, a reconstruction method of the distributed CCHP system lithium bromide refrigeration station running at low load is proposed, the remaining capacity of the cooling station is used for a gas turbine intake air cooling system. Hot water type lithium bromide absorption refrigerator use waste heat recovery of boiler flue gas to reduces the gas turbine intake air temperature. Technical and economical analysis results indicate that the intake air cooling system has significant economic benefits. Analysis of the performance of the gas turbine affected by ambient temperature changes showed that, intake air cooling system allows the gas turbine intake air temperature dropped by 15～20 ℃ using fin-tube heat exchanger, the gas turbine unit annual generating capacity increase about 35 705 MW·h when the intake air temperature is decreased by 15 ℃.

Gas turbine；Intake Air Cooling；Waste heat utilization； Lithium bromide refrigerator

2015-05-10

2015-05-27

夏瑞青，京能未來燃氣熱電有限公司。

10.3969/j.issn.1009-3230.2015.06.009

TU831.37

B

1009-3230(2015)06-0041-06