G9512-500GFT型燃氣發電機組冷卻系統匹配設計

王田綱，吳俢江，李圣強，李前

1.山東大學機械工程學院，山東濟南 250000；2.山東萊鋼節能環保工程有限公司，山東濟南 271100;

3.淄博淄柴新能源有限公司，山東淄博 255088

0 引言

現代燃油/燃氣發電機組動力系統的設計要求結構緊湊、升功率大和強化程度高，發動機的熱負荷明顯增大，對發動機冷卻系統提出了更高的要求[1]。開發高效可靠的冷卻系統, 已成為進一步提高功率、改善經濟性的關鍵技術[2]。先進的冷卻系統不僅要保證發動機工作的可靠性，還要實現發動機工作溫度的精確控制，提高發動機熱效率，有效減少冷卻系統自身的功耗損失[3]。隨著發動機向高功率密度、低油耗和低排放的方向發展，冷卻系統的智能化集成控制將成為實現發動機與冷卻系統良好匹配、提高發動機熱效率的重要手段[4]。為從源頭解決冷卻系統的智能化集成控制問題，汽車領域提出了熱管理的理念，對發動機進行熱管理研究，通過改善熱量分配、降低熱負荷、優化子系統匹配，發動機熱效率可提升8.5%，NOx排放降低30%，預熱時間減少80%[5]。熱管理首先要面對的問題是如何實現可控式的冷卻系統、動態調節冷卻量的優化研究。這需要兩個基本條件：一是最佳的冷卻介質溫度作為控制依據；二是實現控制目標的合理控制策略。只有具備以上兩個前提條件，才能實現冷卻系統的可控化和智能化開發及應用[6]。

國內外對冷卻系統的智能化與可控化設計取得了一定的研究成果和應用。博格華納公司提出了雙模式冷卻泵(dual mode cooling pump, DMCP)控制策略，針對不同工況下冷卻液溫度和流量，判定和選擇不同的冷卻水泵運行模式，以實現快速暖機和冷卻強度的調節[7]。相關研究成果表明，采用電控式水泵，不僅可實現對冷卻介質流量的獨立控制，且安裝位置靈活，在發動機停機后仍可以工作，避免當發動機高負荷運轉停機后出現缸體內溫度過高的現象[8]。Valeo Engine Cooling 公司開發出了配備可變速冷卻風扇的發動機，該機基于智能化控制，依據采集的溫度信號(如水溫和進氣溫度)自動調整風扇轉速，使動力系統工作在最佳溫度，在滿足散熱要求的前提下，有效降低風扇的自耗和噪聲，達到節能降噪的目的[9]。韓曉峰等[10]開展了車用脈寬調制(pulse width modulation, PWM)冷卻風扇智能化控制策略的試驗研究，在智能化控制策略下，PWM冷卻風扇能夠根據整車不同的運行狀態準確及時地控制和調整風扇的運行，保證整車的熱平衡和空調性能，經濟性和降噪性能的改善尤為突出。對冷卻介質溫度設定點的研究結果表明，冷卻液流量、溫度參數的合理控制，可以提高發動機熱效率，降低冷卻系統寄生損失[11]。自控式、智能化的冷卻系統有效彌補了傳統冷卻系統的不足，可以依據系統溫度變化，快速、精確地實現冷卻強度的動態調節，將冷卻介質的工作溫度控制在最佳范圍內，有利于提高動力系統效率、降低故障率、延長使用壽命。

G9512-500GFT型燃氣發電機組是冷熱電多聯供和應急調峰微能源網供能的動力系統。同燃油發電機組相比，燃氣發電機組通過應用稀薄燃燒等技術在經濟性和排放性能方面具有優勢，但在實際應用中要面對變工況動態冷卻強度調節的難題。燃氣動力系統的各項性能必須有性能可靠的冷卻系統作為保障，變工況動態供能動力系統需要實時控制冷卻系統散熱量，使各系統溫度盡快達到最佳工作狀態，過渡工況的熱平衡研究也是發動機熱管理技術的研究重點[12]。

1 冷卻系統設計要求

1.1 燃氣發電機組

冷卻系統配套于G9512-500GFT型燃氣發電機組，實現高效率、低排放的目標不僅依靠機組本身采用的稀薄燃燒技術和高配置，也離不開高性能的冷卻系統，受快速加載及運行工況實時變化的影響，燃氣發電機組對冷卻系統的全工況適用性能提出了更高的要求，不僅應具備快速暖機、帶負載的能力，冷卻系統還要在全工況范圍內保持最佳的冷卻效果，避免過度冷卻或冷卻不足，以保證機組處于最優的工作狀態。燃氣發電機組基本參數如表1所示。

表1 燃氣發電機組基本參數

1.2 冷卻系統

冷卻系統的首要任務是動力系統的冷卻，使發電機組工作在最佳的溫度范圍，其中的關鍵是選擇設計適當的冷卻型式并提高冷卻效率。因此，要求冷卻系統的設計與匹配需具備合理的控制策略，準確的冷卻量，并應試驗驗證變工況時的冷卻效果。

2 冷卻系統的設計與匹配

本文中研究的冷卻系統基于自控式、智能化的控制策略，通過采集系統溫度參數、合理組織冷卻介質流向、控制冷卻風扇的起停，動態調節冷卻強度，保證動力系統始終工作在最佳的溫度。

2.1 冷卻系統控制策略

控制策略的實現由控制器、數據采集傳感器、執行機構等組成，以自控式、智能化為基本要求，以燃氣發電機組的實時運行工況所需冷卻強度為目標，通過聯動控制系統各部件設備和采集循環冷卻介質溫度、混合燃氣的進氣溫度，實時、精確地組織冷卻介質的流向、冷卻風扇的起停，實現對冷卻強度的調節，保持冷卻介質工作在最佳溫度。

控制策略是根據實時的運行工況實現對冷卻強度的動態調節。指令執行動作包括：1)通過控制電動冷卻風扇的起停，增大或減小通過散熱器的空氣量；2)通過電動三通調節閥合理組織和調節冷卻介質流向，增大或減少進入散熱器的冷卻介質流量。通過以上指令動作的聯動配合，實現對冷卻強度的調節。

2.2 冷卻量的計算

系統冷卻量的計算包含兩部分，一部分為燃氣與空氣的混合燃氣在中冷器內冷卻所需的冷卻量；另一部分為燃氣發電機組發動機零部件、機油所需冷卻量。兩部分冷卻量均通過冷卻介質帶走，并最終通過風扇散熱器與空氣進行換熱、冷卻。冷卻系統高溫循環冷卻量包含機組機體部件的冷卻量和中冷器高溫側的冷卻量；低溫循環冷卻量僅為中冷器低溫側的冷卻量。

按機組額定工況下所需耗氣量、混合燃氣量、熱焓等參數，增壓后混合燃氣溫度由200 ℃降至45 ℃時計算中冷器所需冷卻量為121.5 kW。根據燃氣發動機及中冷器產品設計參數計算，低溫循環冷卻量為48.6 kW，高溫循環冷卻量為257.9 kW。

2.3 冷卻介質流量計算

冷卻量確定后，依據要求的冷卻量、溫差以及冷卻介質比熱容等綜合計算冷卻介質循環流量

式中：Qw為冷卻系統所需的冷卻量，kW；C為冷卻介質比熱容，kJ/(kg·℃) ；ρ為冷卻介質密度，kg/m3；Δt為冷卻介質溫差，℃。

輕負荷發動機冷卻液選用乙二醇為冷卻介質，乙二醇的體積分數為50%的稀釋液適用最低溫度為-20 ℃，運行溫度為40～45 ℃時的比熱容為3.36 kJ/(kg·℃)；運行溫度為80～85 ℃時的比熱容為3.52 kJ/(kg·℃)。

額定負荷下低溫循環溫降為3.2～5.4 ℃。溫差為3.2 ℃和5.4 ℃時所需的冷卻介質循環流量分別為15.3和9.1 m3/h；額定負荷下高溫循環溫降為4.5～5 ℃。溫差為4.5 ℃和5 ℃時所需的冷卻介質循環流量分別為55.3和49.8 m3/h。

2.4 主輔設備匹配選型

1)一體式風扇散熱器

風扇散熱器是冷卻系統中的熱交換部件，由冷卻風扇、散熱器芯體、膨脹水箱及框架組成。匹配電控式冷卻風扇、直流式散熱器芯體結構。

散熱器根據冷卻系統的高/低溫循環分為低溫側散熱器芯體和高溫側散熱器芯體，需要設計為低溫側在前，高溫側在后，采用4個可獨立控制的電控冷卻風扇(每臺風扇功率為4 kW)。一體式風扇散熱器基本參數如表2所示。

表2 一體式風扇散熱器基本參數

2)電動三通調節閥

電動三通調節閥基本參數如表3所示。調節閥是冷卻介質流向的組織調節設備，通過接收控制器的控制指令，根據控制策略要求自動調整內部筏瓣開度，實現冷卻介質的流向組織調節，控制冷卻介質全部或部分流經風扇散熱器，實現對冷卻強度的調節。

表3 電動三通調節閥基本參數

3)電控循環水泵

水泵是冷卻系統的重要動力設備，為冷卻介質的循環提供動力，是流量和壓力的保障。綜合考慮冷卻系統的性能、機組的運行模式和盡量降低設計控制系統的難度，本文中采用獨立式定頻電控式驅動結構。電控循環水泵基本參數如表4所示。

表4 電控循環水泵基本參數

4)溫度傳感器

在高/低溫散熱器出水口、燃氣發動機出水口設置溫度傳感器，為冷卻強度調節采集和提供數據，在發動機混合燃氣進氣口同樣設置溫度傳感器，作為重要的測量及控制信號反饋給冷卻系統控制器。

5)壓力膨脹罐

作為系統的穩壓設備，罐內預充一定壓力的氮氣，通過罐內的柔性膜片，將罐內空間分為氣室和水(冷卻介質)室。在冷卻介質循環過程中，當冷卻介質因熱脹冷縮、空氣析出等原因導致管道壓力變化時，用以自動平衡系統內的壓力。

6)自動排氣裝置

系統的排氣裝置將系統內的空氣排出，包括首次添加冷卻介質時高處管道內殘留的空氣以及運行過程中從冷卻介質中析出的空氣，以保證冷卻系統內循環壓力及流量要求。

3 試驗用冷卻系統設計

設計兩套試驗用冷卻系統方案。方案1中冷卻介質流向組織完全依靠控制策略對電動三通調節閥的開度進行調節；方案2系統流程中加入手動調節閥門，在系統控制策略自動調節的基礎上，可實現人為干預冷卻介質的流向組織。

3.1 冷卻系統試驗用設備配置

為保證冷卻系統性能試驗的符合性和準確性，除按設計要求完成燃氣發電機組本體的樣機裝配外，還為本次冷卻系統的試驗工作配備相應的檢測、計量設備，如表5所示。

表5 試驗用檢測、計量設備配置

3.2 試驗用冷卻系統流程設計

設計冷卻系統原理圖如圖1所示。

綜合G9512-500GFT型燃氣發電機組冷卻系統設計的基本控制策略及設備性能要求，結合試驗期間采集的驗證參數，在機組標準配置冷卻系統中加入溫度、壓力、流量測點。

4 冷卻系統的性能試驗

整體性能試驗為驗證冷卻系統是否能夠根據冷卻強度的變化，按設計的控制策略，實現自控式、智能化的動態冷卻強度調節，并保持最佳的冷卻介質運行溫度。

采用臺架模擬試驗方法進行綜合性驗證。臺架模擬試驗具有可靠性高、周期短的優點，缺點是對試驗臺架要求比較高，是目前很多科研單位的主流研究方法[13]。

4.1 試驗用樣機及冷卻系統組裝

按前文所述試驗用機組的基本配置、冷卻系統原理圖及基本的系統設備匹配選型，由試驗所在公司完成試驗樣機組裝，試驗機組及冷卻系統組裝后如圖2所示。

4.2 試驗臺架選擇

結合燃氣輸送管道管徑、排氣系統管道管徑、試驗場地基礎條件、試驗用電力負載設備等情況，經過對某公司現有8個試驗臺架的綜合比較，選取其一處試驗臺架作為驗證試驗用臺架，滿足試驗所需的機組運行及變工況負載要求。

4.3 冷卻系統試驗對比分析

試驗時環境溫度為21～22 ℃，相對濕度為41%～42%。針對冷卻系統試驗的主要性能指標進行兩種方案的綜合對比分析，驗證冷卻系統設計與匹配的可行性和合理性，以及在現有冷卻系統性能條件下，機組各性能指標是否達到設計要求。

4.3.1 高溫循環冷卻介質溫度對比分析

兩種設計方案在各工況下冷卻介質溫度基本一致。變工況過程中功率上升和下降階段高溫循環冷卻介質溫度變化如圖3、4所示。試驗結果表明，兩種冷卻系統設計方案均具備可靠的自控式冷卻強度動態調節能力。

由圖3、4可知，機組變工況運行情況下，冷卻系統能夠按設計的控制策略，通過系統溫度變化的反饋信號調整電動三通調節閥的開度、冷卻風扇起/停，實現對冷卻介質的流向組織和冷卻強度的自控式動態調節；功率上升、下降階段，冷卻系統能夠實現快速的冷卻介質溫度提升和高溫工況運行能力。機組運行一段時間后，高溫循環冷卻介質維持在82～86 ℃，機組處于較佳的溫度范圍內工作。

4.3.2 低溫循環冷卻介質溫度對比分析

變工況過程中功率上升和功率下降階段低溫循環冷卻介質溫度對比如圖5、6所示。試驗結果表明，兩種冷卻系統設計方案都具備對冷卻強度的動態調節能力，但在功率達到額定功率的50%以上后，方案2試驗數據優于方案1。

由圖5、6可知，冷卻系統能夠實現對冷卻介質的流向組織和冷卻強度的自控式動態調節；與方案1相比，方案2通過調節手動閥門對冷卻介質流向組織的干預，保證了中冷器高溫側的冷卻強度。功率上升、下降階段，機組達到額定功率的50%以上后，方案2冷卻介質仍能保持溫度穩定在32～40 ℃，保證了較合適的混合燃氣進機溫度。

4.3.3 混合燃氣進機溫度對比分析

兩個試驗方案的混合燃氣進機溫度對比如圖7、8所示。

由圖7、8可知，在功率負荷達到50%以上時，方案1混合燃氣進機溫度超過設計允許值(≤45 ℃)；方案2冷卻系統混合燃氣進機溫度滿足產品設計要求，優于方案1，且兩個方案在功率上升和下降階段的混合燃氣進機溫度走向基本一致，說明冷卻系統工作均勻和穩定。

初步分析方案1試驗的異常情況為中冷器高溫側冷卻強度不足導致。由于冷卻介質的流向組織不足，導致流經中冷器高溫側的冷卻介質流量偏小，對該部分的冷卻強度不足。

4.3.4 燃氣熱耗率對比分析

兩個試驗方案的燃氣熱耗率對比如圖9、10所示。

由圖9、10可知，額定功率時，方案1的燃氣熱耗率為8.7 MJ/(kW·h)，超過產品設計值；方案2試驗測得的燃氣熱耗率為8.4 MJ/(kW·h)，滿足產品設計要求。兩個階段的燃氣熱耗率走向基本一致，驗證了冷卻系統工作的均勻性和穩定性。

方案1試驗異常的原因為混合燃氣進機溫度過高，過量空氣系數偏低，導致缸內混合燃氣燃燒不充分，部分未完全燃燒的燃料隨尾氣排出，造成機組燃氣熱耗率偏高。

4.3.5 機組排氣溫度對比分析

兩個試驗方案的機組排氣溫度對比如圖11、12所示。

由圖11、12可知，當功率達到額定功率的50%以上時，方案1的排氣溫度達到495～520 ℃，超過產品設計許用值(≤475 ℃)，并伴隨有爆震異常；方案2試驗得出在各工況條件下排氣溫度滿足產品設計要求，且在功率上升、功率下降階段的各工況排氣溫度走向基本一致。

初步分析方案1試驗數據異常的原因為混合燃氣進機溫度偏高，導致混合燃氣能量密度降低，缸內燃燒終了溫度增高，化學反應速度加快，燃燒始點提前，缸內最高燃燒壓力和溫度增加[14]，造成排氣溫度偏高。

4.4 試驗機組排放參數

試驗過程中，記錄各試驗階段功率、尾氣流量、排放測試數據等參數，按O2的體積分數不超過5%折算。按照文獻[15]的規定要求進行測定，對機組在50%、75%、100%負荷工況運行時的排放參數進行加權計算。

方案1試驗燃氣發電機組排放參數經過加權計算，NOx比排放為1.83 g/(kW·h)，折算機組500 kW時的NOx排放為465.89 mg/m3，小于設計限值500 mg/m3，滿足機組排放性能要求。

方案2試驗燃氣發電機組排放參數經過加權計算，NOx比排放為1.77 g/(kW·h)，折算機組500 kW時的NOx排放為431.29 mg/m3，小于設計限值500 mg/m3，滿足機組排放性能要求。

方案2的運行工況下機組的NOx排放比方案1降低約8.02%，方案2極大地提高了機組的排放性能指標。

4.5 其它試驗數據說明

結合兩個冷卻系統方案試驗結果及試驗過程中變工況動態調節能力，其它相關測試結果如下。

1)冷卻量試驗結果與理論計算結果基本相符，證明理論計算準確、可靠。機組在額定功率運行時，高溫循環和低溫循環散熱量試驗結果分別為247.3 和49.2 kW，與理論計算結果257.9和48.6 kW基本一致。

2)冷卻系統壓力符合產品設計許用范圍，低溫循環壓力為0.13～0.15 MPa，高溫循環壓力為0.12 ～0.16 MPa，符合系統運行壓力0.10～0.25 MPa的要求。

3)機油溫度為71.0～90.2 ℃，在產品設計許用范圍內(≤110 ℃)，滿足機組的運行要求。

5 結語

通過理論設計與試驗驗證相結合的方式，研究基于自控式、智能化控制策略的燃氣發電機組冷卻系統。對控制策略設計的合理性、冷卻介質流向組織及輔助調節的有效性、冷卻量計算的準確性、主輔設備設計匹配的可靠性、冷卻系統整體性能的可行性進行了驗證。設計的冷卻系統滿足所配套G9512-500GFT型燃氣發電機組的全工況動態冷卻量調節要求，并能夠保持較佳的工作溫度。優化后的方案2冷卻系統的冷卻強度動態調節能力達到設計指標，燃氣熱耗率比方案1降低約3.5%，機組的NOx排放降低約8.0%，提高了機組運行的經濟性和排放性。

冷卻系統的設計與匹配可通過對動態冷卻強度調節方案改進、理論研究和數值模擬分析進行進一步的優化。