10 MW級HAT循環(huán)試驗系統(tǒng)配置與熱力性能研究

劉全亮，王波，趙麗鳳，張士杰，肖云漢

(1. 中國科學院先進能源動力重點實驗室(工程熱物理研究所)，北京 100190； 2. 中國科學院大學，北京 100049；3. 江蘇中國科學院能源動力研究中心，江蘇 連云港 222069)

利用水加濕燃氣輪機工質的循環(huán)，由于其高效率和低排放的潛力一直是燃氣輪機新型循環(huán)研究的重要內(nèi)容之一[1]，而濕空氣透平(Humid Air Turbine，HAT)循環(huán)是其中的代表性循環(huán)之一，其原理是利用濕化器回收中低品位熱能，回熱器回收高品位熱能，在不增加壓氣機耗功的情況下提高做功介質流量，從而提高循環(huán)的功率和效率[2-3]。

國內(nèi)外學者對HAT循環(huán)進行了大量熱力學分析，Jonsson[4]等人進行了HAT循環(huán)的綜述，展示了HAT循環(huán)的發(fā)展?jié)摿Αraverso[5-7]等人分析了壓比和透平入口溫度對HAT循環(huán)性能的影響，HAT循環(huán)部件包括中冷器、后冷器、省煤器和回熱器等。Brighenti[8]等人以回熱器、后冷器、中冷器和省煤器尺寸等為循環(huán)設計變量，分析了換熱器尺寸對HAT循環(huán)熱力性能、成本的影響，認為回熱器和后冷器對循環(huán)效率和成本的影響最大。Carrero[9-11]等人分析比較了HAT循環(huán)、簡單循環(huán)和內(nèi)燃機循環(huán)在熱電聯(lián)供市場的熱力性能和經(jīng)濟性能的差異，從熱力學第一定律和第二定律角度分析了HAT循環(huán)中的能量利用情況。Parente[12]等人研究了HAT循環(huán)、全負荷熱電聯(lián)供和回熱模式運行的經(jīng)濟性。王波[13-14]等人研究了部分負荷和環(huán)境溫度對HAT循環(huán)性能的影響，研究表明部分負荷下循環(huán)效率較高，循環(huán)比功和效率受環(huán)境溫度變化小。上海交通大學衛(wèi)琛喻[15-16]等人基于小型燃氣輪機實驗系統(tǒng)研究了低參數(shù)下HAT循環(huán)對燃氣輪機性能的改善情況和變工況下的性能表現(xiàn)。陳金偉[17]等人以某型三軸航改燃氣輪機為研究對象，對其不同的HAT循環(huán)改型方案進行了研究，針對透平通流不匹配問題，提出了改進透平特性方案。

在循環(huán)試驗方面，國內(nèi)中科院工程熱物理研究所搭建了80 kW HAT循環(huán)試驗臺，上海交通大學搭建了分體式百千瓦級HAT循環(huán)試驗臺。國際上以日本日立公司[18]建立的3MW級HAT循環(huán)實驗系統(tǒng)為代表。

總的來講，HAT循環(huán)作為一種先進的燃氣輪機循環(huán)方式，國內(nèi)外學者對其進行了大量的理論分析，但是HAT循環(huán)的試驗研究較少，尤其是10MW級以上循環(huán)特性試驗還未見報道。本文研究分析了以某10MW級回熱循環(huán)燃氣輪機構建HAT循環(huán)試驗系統(tǒng)的配置及其熱電聯(lián)供熱力性能，為試驗臺的搭建提供參考。

1 系統(tǒng)描述

1.1 10MW回熱循環(huán)燃氣輪機

圖1是某10MW回熱循環(huán)燃氣輪機流程示意圖，該燃氣輪機為單軸布置，采用兩路壓氣機抽氣來冷卻透平葉片，壓氣機出口空氣在回熱器換熱后進入燃燒室燃燒。該回熱燃氣輪機的主要參數(shù)如表1 所示。

表1 回熱燃氣輪機參數(shù)

圖1 10 MW燃機回熱循環(huán)系統(tǒng)示意圖

1.2 熱電聯(lián)供HAT循環(huán)系統(tǒng)

圖2 HAT循環(huán)熱電聯(lián)供示意圖

圖2是10 MW燃氣輪機HAT循環(huán)熱電聯(lián)供系統(tǒng)圖，在回熱燃氣輪機基礎上集成后冷器、省煤器、蒸發(fā)器和濕化器。HAT循環(huán)熱電聯(lián)供包括兩種情況，一種是HAT循環(huán)外供熱水，此時循環(huán)系統(tǒng)不包含蒸發(fā)器，來自省煤器的水和后冷器的水混合后一部分對外供熱，一部分進入濕化器，并通過調(diào)節(jié)進入回熱器的空氣比例和外供熱水的比例來調(diào)節(jié)熱電比；另一種是HAT循環(huán)外供蒸汽，此時來自省煤器的水一部分進入蒸發(fā)器產(chǎn)生蒸汽，另一部分和后冷器的水混合后進入濕化器加濕空氣，通過調(diào)節(jié)進入回熱器的空氣比例和調(diào)節(jié)空氣后冷濕化的比例來調(diào)節(jié)蒸發(fā)器的蒸發(fā)量，進而調(diào)節(jié)熱電比。

2 循環(huán)熱力系統(tǒng)建模

將10 MW燃氣輪機及其熱電聯(lián)供循環(huán)系統(tǒng)劃分為壓氣機、透平、燃燒室、換熱器(后冷器、省煤器、蒸發(fā)器、回熱器等)以及濕化器模塊，并在gPROMS平臺上建立相應的部件模型。

2.1 壓氣機模塊

壓氣機設計工況模型通過壓氣機等熵效率描述，如式(1)所示：

(1)

式中:ηisen,cmp為壓氣機等熵效率，hout,isen為壓氣機空氣等熵出口焓，hout為壓氣機空氣實際出口焓，hin為壓氣機空氣入口焓。

變工況下壓氣機模型通過特性曲線描述，壓氣機的特性曲線描述了壓比和效率與轉速及流量的關系，利用無量綱相似參數(shù)，使壓氣機特性曲線能夠適用于不同的進氣及轉速條件，無量綱壓氣機特性曲線如圖3所示。

圖3 壓氣機無量綱特性曲線

其中無量綱折合轉速：

(2)

無量綱壓比：

(3)

無量綱效率：

(4)

無量綱折合流量：

(5)

式中：r為壓氣機運行點轉速，rd為壓氣機設計點轉速，T為壓氣機運行點入口溫度，Td為壓氣機設計點入口溫度，p為壓氣機運行點入口壓力，pd為壓氣機設計點入口壓力，π為壓氣機運行點壓比，πd為壓氣機設計點壓比，η為壓氣機運行點效率，ηd為壓氣機設計點效率，m為壓氣機運行點流量，md為壓氣機設計點流量。

CMV(Compressor Map Variable)表示壓氣機特性線圖形變量，模型計算時利用CMV線將壓氣機特性線進行切割，根據(jù)運行點的折合轉速值，利用相近的兩條等轉速線差值計算出運行點的流量線和壓比線，再根據(jù)運行點的壓比差值計算出運行點的效率和流量。

2.2 燃燒室模塊

燃燒室模型根據(jù)質量守恒和能量守恒建立，假設燃料與氧氣完全反應，燃燒產(chǎn)只生成二氧化碳和水，以壓力損失系數(shù)和燃燒效率來表示燃燒室的壓力損失和燃燒的完成程度，燃燒室的能量守恒方程為:

qaha+qfhf+qfhLHVηcomb=(qa+qf)hg

(6)

式中qa、qf表示燃燒室入口空氣流量和燃料流量，ha、hf表示燃燒室入口空氣焓值和燃料焓值，hLHV表示燃料的低位發(fā)熱量，ηcomb表示燃燒室燃燒效率，hg表示燃燒是出口燃氣焓值。

2.3 透平模塊

透平設計工況模型根據(jù)透平等熵效率描述，如式(7)所示：

(7)

式中:ηisen,T為透平等熵效率，hout,isen為透平燃氣等熵膨脹出口焓，hout為透平實際出口焓，hin為透平燃氣入口焓。

圖4 透平無量綱特性曲線

變工況下透平模型通過特性曲線描述，運行中采用差值計算的方式去讀取透平運行點，根據(jù)透平運行點膨脹比計算出透平運行點的效率和流量。

變工況下透平冷卻流量根據(jù)抽氣點的壓力溫度確定，冷卻流量根據(jù)式(8)計算：

(8)

式中:mcool表示冷卻流量，mcool，d表示設計點的冷卻流量，pcool和Tcool分別表示冷卻流的壓力和溫度，pcool，d和Tcool,d分別表示設計點冷卻流的壓力和溫度。

2.4 換熱器模塊

設計工況下?lián)Q熱器模型采用ε-NTU(效能-傳熱單元數(shù))方法計算[19]，ε表示換熱器的效能，定義是換熱器實際換熱量與最大換熱量的比值，傳熱單元數(shù)NTU的定義如下式所示：

(9)

式中:U表示總體傳熱系數(shù)，在設計工況下保持不變，A表示換熱器面積，Cmin表示換熱器冷熱流體熱容中的較小值。

對于氣氣換熱器(回熱器)來說，計算NTU的方法如下：

α=1.0-e-(NTU/N)(Chot/Ccold)

(10)

εs=1.0-e-α(Ccold/Chot)

(11)

(12)

(13)

式中：α表示計算單管程有效度的中間變量，εs表示單管程有效度，λ表示計算換熱器總效能的中間變量，N表示換熱器管程數(shù)，Ccold和Chot分別表示冷流量和熱流體的熱容，Cratio表示冷熱流體中較小熱容與較大熱容的比值。

對于氣水換熱(省煤器、后冷器)來說：

(14)

對于氣-蒸汽換熱(蒸發(fā)器)來說：

ε=1-e-NTU

(15)

變工況下對傳熱系數(shù)和壓力損失系數(shù)進行修正，修正關系如下所示：

(16)

(17)

式中：Δp表示壓力損失系數(shù)，Δpd表示設計工況下壓力損失系數(shù)，對換熱器熱側指數(shù)x，y，z分別取1.84,1，-1；對換熱器冷側指數(shù)x，y，z分別取1.98，0，0。

2.5 濕化器模塊

濕化器是一個直接接觸式傳熱傳質部件，空氣和水在濕化器中逆流直接接觸，空氣被加熱濕化，在HAT循環(huán)中，濕化器主要用來增加工質流量和降低水溫，為保證計算的精度和提高計算的效率，建立了濕化器傳質單元數(shù)模型，模型假設條件為：

1) 濕化器出口氣體達到飽和，即空氣出口狀態(tài)為飽和濕空氣。

2) 濕化器內(nèi)壓力損失根據(jù)濕化器高度和填料每米壓降確定。

3) 濕空氣傳熱傳質過程中Lewis數(shù)為1，即傳熱量與傳質量的相對強度比為1。

4) 傳質系數(shù)在濕化器內(nèi)部保持不變，不隨空氣溫度和水溫變化。

5) 傳質系數(shù)僅受入口水流量、入口水溫、入口氣體流量影響，忽略其他因素影響。

6) 濕化器絕熱，與外界無熱量交換。

7) 傳質計算中假設濕化器水流量保持不變。

8) 濕化器內(nèi)水和濕空氣的狀態(tài)參數(shù)僅沿濕化器的高度變化而變化，在同一高度的各點都相等。

圖5 濕化器操作線和飽和線

濕化過程中，以濕氣體的焓為推動力，汽液平衡關系采用濕氣體的焓與溫度之間的關系表示，即濕化過程的飽和線，對確定的汽液體系，濕空氣飽和狀態(tài)的焓僅與溫度有關。汽液操作關系用氣體的焓與液體溫度之間的關系表示，即濕化過程的操作線，當忽略溫度對水比熱的影響以及濕化器內(nèi)水的蒸發(fā)操作線為直線，實際運行中的濕化器會規(guī)定傳熱傳質的最小焓差(節(jié)點焓差)，濕化器操作線和飽和線如圖5所示。濕化器填料高度Z由傳質單元高度H和傳質單元數(shù)N計算：

(18)

式中：mw,in表示入口水流量，β表示傳質系數(shù)，a表示比表面積，A表示傳質單元橫截面積。

3 模擬結果及分析

基于以上的部件模型，在gPROMS計算平臺上對回熱循環(huán)燃氣輪機進行了校核模擬，并基于此燃氣輪機性能分析了HAT循環(huán)試驗系統(tǒng)的配置與熱電聯(lián)供熱力性能。

3.1 回熱燃氣輪機核算

核算回熱燃氣輪機時保持透平出口溫度、透平出口流量和壓氣機壓比與燃氣輪機的參數(shù)一致，調(diào)節(jié)壓氣機效率、透平效率和燃燒室出口溫度以使循環(huán)功率、效率與10 MW回熱燃氣輪機性能接近，回熱燃氣輪機的參數(shù)如表1 所示，循環(huán)計算中部件給定參數(shù)如表2 所示，核算結果如表3 所示。gPROMS模擬結果和廠家提供的數(shù)據(jù)中功率偏差為0.00%，效率偏差為0.45%。

表2 部件給定參數(shù)

表3 燃氣輪機核算結果

3.2 HAT循環(huán)試驗系統(tǒng)配置

搭建HAT循環(huán)試驗系統(tǒng)時燃氣輪機采用核算的回熱燃氣輪機計算，燃氣輪機模型始終采用變工況模型計算，省煤器和后冷器設計工況下取最小傳熱溫差10 ℃，濕化器傳質最小焓差取30 kJ/kg。

通過控制壓氣機出口放氣量來維持壓氣機喘振裕度不低于8%，壓氣機放氣所耗的功折算進循環(huán)的發(fā)電功率中。以濕化器入口水流量和后冷器水流量為優(yōu)化變量，發(fā)電效率為優(yōu)化目標。結果濕化器入口水流量和后冷器水流量分別為44 kg/s和20 kg/s，純發(fā)電工況下HAT循環(huán)發(fā)電功率和發(fā)電效率分別是14.6 MW和40.1%，壓氣機放氣量5.3 kg/s，相比原回熱循環(huán)效率提高了4.6個百分點，發(fā)電功率增加34%。

HAT循環(huán)熱電聯(lián)供對外暖時，將濕化器入口水抽出對外供熱，熱水降溫至50 ℃后送至循環(huán)中，通過控制濕化器入口水的外供比例來調(diào)節(jié)對外供熱量，計算時燃氣輪機模型采用核算回熱燃氣輪機的變工況模型計算，濕化器、后冷器和省煤器采用HAT循環(huán)純發(fā)電工況確定的換熱器的變工況模型計算。

HAT循環(huán)熱電聯(lián)供外供蒸汽時，將省煤器的水送入蒸發(fā)器產(chǎn)生1.2 MPa的飽和蒸汽，以最大蒸汽外供量為設計工況確定蒸發(fā)器參數(shù)，蒸發(fā)器設計工況下取節(jié)點溫差10 ℃。計算時燃氣輪機模型采用核算回熱燃氣輪機的變工況模型計算，濕化器、后冷器和省煤器采用HAT循環(huán)純發(fā)電工況確定的換熱器的變工況模型計算，蒸發(fā)器采用最大蒸汽外供量工況確定的換熱器的變工況模型計算。

3.3 HAT循環(huán)外供熱水時熱電聯(lián)供性能

圖6～圖9是HAT循環(huán)供熱水時的發(fā)電效率和熱電聯(lián)供效率，外供熱水比例為分流出熱水占濕化器進口熱水的比例，進入回熱器空氣比例為進入回熱器的空氣占壓氣機出口空氣的比例，通過調(diào)節(jié)外供熱水的比例和進入回熱器的空氣比例來調(diào)節(jié)對外供熱量。外供熱水比例0時為HAT循環(huán)純發(fā)電，此時發(fā)電功率和發(fā)電效率最大，發(fā)電功率和發(fā)電效率分別是14.6 MW和40.1%。

圖6 HAT循環(huán)供熱水時的熱電功率

圖7 HAT循環(huán)供熱水時的循環(huán)效率

圖8 HAT循環(huán)供熱水時的熱電功率

圖9 HAT循環(huán)供熱水時的循環(huán)效率

當用戶開始有熱負荷需求時，增加外供熱水比例(此時不采用回熱器旁路調(diào)節(jié))，直到外供熱水比例為1，即所有熱水對外供熱。該調(diào)節(jié)范圍內(nèi)的熱力性能結果見圖6和圖7。即HAT循環(huán)通過后冷器和省煤器的換熱對外供熱。

當用戶熱負荷繼續(xù)增大時，仍然保持外供熱水比例為1，同時減小進入回熱器的空氣比例來進一步提高熱電比，結果如圖8和圖9所示。進入回熱器空氣比例降低時，循環(huán)發(fā)電功率基本保持在約10 MW，對外供熱功率逐漸增加，最大供熱功率38.2 MW，最大熱電聯(lián)供效率91.0%。

圖10是HAT循環(huán)外供熱水時排氣溫度隨熱電比的變化，當熱電比先增大時，進入省煤器的水溫降低，排氣溫度先降低，從70 ℃降至57 ℃，當熱電比進一步增大時，回熱器換熱量減小，進入省煤器的空氣溫度增加，排氣溫度逐漸增加至76 ℃。圖11是空氣加濕量和燃氣輪機放氣量隨熱電比的變化，最大空氣加濕量和最大燃氣輪機放氣量分別為6.7 kg/s和5.3 kg/s，熱電比增加時進入濕化器的水流量減少，所以空氣加濕量隨熱電比增加而降低，燃氣輪機放氣量隨著空氣加濕量降低也隨之降低，當熱電比為約1.3時燃氣輪機放氣量降為0。圖12是進入燃燒室的空氣溫度和含濕量隨熱電比的變化，最大入口空氣含濕量175 g/kg干空氣，燃燒室入口空氣含濕量先隨熱電比增加而降低之后保持不變，約為0.5 g/kg。燃燒室入口空氣溫度先隨熱電比增加而緩慢降低，從506 ℃降至497 ℃，當熱電比進一步增加時，隨著回熱器換熱量的降低，燃燒室入口溫度迅速降低，極限情況下，空氣溫度為67 ℃。

圖10 外供熱水排氣溫度隨熱電比的變化

圖11 空氣加濕量和壓氣機放氣量隨熱電比的變化

圖12 燃燒室入口溫度和含濕量隨熱電比的變化

3.4 HAT循環(huán)外供蒸汽時熱電聯(lián)供性能

HAT循環(huán)熱電聯(lián)供外供蒸汽時，通過設置在回熱器下游的蒸發(fā)器產(chǎn)生蒸汽，當用戶不需要蒸汽時，蒸發(fā)器所產(chǎn)蒸汽全部注入空氣中。而當用戶需要蒸汽量增加時，可以通過回熱器旁路增加蒸發(fā)器的換熱負荷或者降低壓氣機出口空氣后冷和濕化的比例，提高外供蒸汽量。進入回熱器空氣的比例是進入回熱器的空氣占濕化器出口空氣的比例，空氣后冷濕化比例是進入后冷器和濕化器的空氣占壓氣機出口空氣的比例，通過調(diào)節(jié)進入回熱器的空氣比例和調(diào)節(jié)后冷濕化比例來調(diào)節(jié)外供熱量。當進入回熱器空氣比例為1時，此時產(chǎn)生的蒸汽與濕化器出口空氣混合后進入濕化器換熱，此時為HAT循環(huán)純發(fā)電工況。

當用戶開始有熱負荷需求時，降低進入回熱器的空氣比例(此時空氣后冷濕化比例為1)，直到進入回熱器的空氣比例為0，即回熱器旁通，該調(diào)節(jié)范圍內(nèi)的熱力性能結果見圖13和圖14，該范圍內(nèi)循環(huán)發(fā)電功率保持在13.9～14.6 MW，熱電聯(lián)供效率在40.1%～75.0%，當進一步提高熱電比時，仍然保持回熱器旁通，同時降低空氣后冷濕化比例，結果如圖15和圖16所示，該范圍內(nèi)發(fā)電功率逐漸降低，從14.0 MW降至10.7 MW，發(fā)電效率由23.8%略微升高至25.5%，最大熱電聯(lián)供效率89.9%。

圖17是HAT循環(huán)外供蒸汽時排氣溫度隨熱電比的變化，熱電比增加時，蒸發(fā)器和省煤器換熱量增加，排氣溫度先隨著熱電比的增加逐漸降低，從70 ℃降至47 ℃，之后隨著熱電比的增加又升高至101 ℃。圖18是HAT循環(huán)外供蒸汽時空氣加濕量和燃氣輪機放氣量隨熱電比的變化，最大空氣加濕量和最大燃氣輪機放氣量分別為6.7 kg/s和5.3 kg/s，當熱電比增加時，蒸發(fā)器換熱量增加，外供蒸汽量變大，進入濕化器的水溫降低和空氣后冷濕化的比例的降低，空氣加濕量逐漸減少，燃氣輪機放氣量也逐漸減少。 圖19是HAT循環(huán)外供蒸汽時進入燃燒室的空氣溫度和含濕量隨熱電比的變化，最大入口含濕量175 g/kg干空氣，燃燒室入口空氣含濕量隨熱電比增加而降低，從175 g/kg干空氣降至5 g/kg干空氣。當熱電比增加時，回熱器換熱量降低，燃燒室入口空氣溫度先隨熱電比增加而降低，之后隨著空氣后冷濕化比例的降低，燃燒室入口空氣溫度又逐漸增加。

圖13 HAT循環(huán)供蒸汽時的熱電功率

圖14 HAT循環(huán)供蒸汽時的熱電效率

圖15 HAT循環(huán)供蒸汽時的熱電功率

圖16 HAT循環(huán)供蒸汽時的熱電效率

圖17 外供蒸汽時排氣溫度隨熱電比的變化

圖18 空氣加濕量和壓氣機放氣量隨熱電比的變化

圖19 燃燒室入口溫度和含濕量隨熱電比的變化

4 結論

本文研究了以某型號的10MW回熱循環(huán)燃氣輪機構建HAT循環(huán)熱電聯(lián)供試驗系統(tǒng)的配置和熱電聯(lián)供性能，獲得結論如下：

(1) 建立了基于濕化器飽和線和操作線的濕化器傳質單元模型，在保證計算精算精度的情況下提高計算效率。

(2) 純供電時，HAT循環(huán)中濕化器、省煤器、后冷器和回熱器回收了中低品位熱能，HAT循環(huán)發(fā)電效率相比原回熱循環(huán)效率高4.6個百分點，發(fā)電功率增加34%。

(3) HAT循環(huán)熱電聯(lián)供外供熱水時，可調(diào)節(jié)熱電比為0～3.7，熱電聯(lián)供效率在40.1%～91.0%，通過控制進入回熱的空氣比例或控制外供熱水比例來調(diào)節(jié)熱電比；HAT循環(huán)熱電聯(lián)供外供蒸汽時，可調(diào)節(jié)熱電比在0～2.4，熱電聯(lián)供效率在40.1%～89.9%，通過控制進入回熱的空氣比例和空氣后冷濕化比例來調(diào)節(jié)熱電比。

(4) 為使燃氣輪機在全范圍內(nèi)通留匹配，壓氣機放氣量在0～5.3 kg/s，占壓氣機出口空氣比例在0%～10.7%。

(5) HAT循環(huán)熱電聯(lián)供全范圍內(nèi)，系統(tǒng)進入燃燒室的空氣含濕量在5 g/kg～175 g/kg之間，燃燒室入口空氣溫度在70 ℃～505 ℃之間，空氣壓力在0.7 MPa附近，要求燃燒室的工作范圍較寬。