基于某百千瓦級微型燃氣輪機的HAT循環熱力系統設計與分析

張浩生， 趙麗鳳，2， 王 波，2

(1. 中國科學院大學， 北京 100049；2. 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)

隨著能源結構調整和環境保護要求的變化，微型燃氣輪機及其在分布式供能中的應用受到越來越多重視，特別是在歐洲各個國家發展迅速。隨著技術的發展，微型燃氣輪機在排放、使用壽命等方面有了較大的提高[1]。與重型燃氣輪機相比，微型燃氣輪機受限于規模和參數，發電效率不高，部分負荷性能較差。通過新的燃氣輪機循環提高效率和靈活性，是解決該問題的有效途徑之一。其中，HAT循環因其高效和良好的變負荷性能在多種新型循環中受到較高關注。

HAT循環是一類雙工質先進動力循環[2]。該循環具有高比功、高效率、低排放、靈活熱電聯供調節等優點。研究者們對HAT循環的濕空氣熱物性、空氣濕化過程、濕空氣燃燒、熱力系統等關鍵技術與系統進行大量的研究并取得豐碩的成果[3-5]。目前，隆德理工學院、日本電力研究院[6-7]、比利時布魯塞爾大學[8]、中國科學院工程熱物理研究所[9]和上海交通大學[10]等機構已經建成多個HAT循環實驗臺，驗證了HAT循環在性能與排放方面的優勢，展現了HAT循環的發展前景。

在熱力學分析方面，De Paepe[11-13]等人運用熱力學定律分析了 HAT 循環中的能量梯級利用情況，分析比較了 HAT 循環、簡單循環和內燃機循環在熱電聯供系統中的熱力性能差異，并結合市場進行了經濟性分析。Traverso[14-16]等人分析了HAT循環性能受壓氣機壓比和透平入口溫度的影響。Brighenti[17]等人分析了換熱器尺寸對HAT循環熱力性能和成本的影響，認為回熱器和后冷器對循環效率和成本的影響最大。上海交通大學陳金偉[18]等人以某型三軸航改燃氣輪機為研究對象，研究不同的 HAT 循環改型方案的優劣，針對航改燃氣輪機中常遇到的透平通流不匹配問題，提出了改進透平特性的方案。

本研究以某國產百千瓦級微型燃氣輪機為對象，采用模塊化建模方法，建立回熱循環、HAT循環及其熱電聯供的熱力系統模型，優化了HAT循環發電及其熱電聯供熱力性能，分析了部件性能對循環的影響，對比了HAT循環與回熱循環燃氣輪機的熱電聯供系統效率。

1 系統描述

圖1為某微型燃氣輪機回熱循環流程示意圖。該燃氣輪機為單軸結構，壓縮氣體經過回熱器與煙氣換熱后進入燃燒室。圖2為基于該微型燃氣輪機改造的HAT循環流程圖，在回熱循環的基礎上加入后冷器、省煤器和濕化器等部件。補水與濕化器底部出口的水混合，經分流后分別進入后冷器和省煤器與氣體換熱，兩路熱水混合后進入濕化器加濕空氣。省煤器回收煙氣余熱，后冷器能夠有效降低進入濕化器的空氣溫度，進而降低濕化器出口水溫，增大省煤器的換熱量，降低排氣溫度，提高循環效率。

圖1 回熱循環流程示意圖

圖2 HAT循環流程示意圖

2 熱力系統模型

本文建立了壓氣機、透平、燃燒室、回熱器、后冷器、省煤器和濕化器等部件構成的熱力系統模型。

2.1 壓氣機與透平模型

本研究采用壓氣機與透平特性曲線計算壓比(膨脹比)、效率、轉速和流量之間的關系[19]。廠家提供的壓氣機與透平的特性曲線如圖3、圖4所示。

圖3 壓氣機無量綱特性曲線

圖4 透平無量綱特性曲線

其中無量綱折合轉速：

(1)

無量綱壓比(無量綱膨脹比)：

(2)

無量綱效率：

(3)

無量綱折合流量：

(4)

式中:r為轉速；rd為設計工況下的轉速；T為入口空氣溫度；Td為設計工況下入口空氣溫度；p為入口壓力；pd為設計工況下入口壓力；qm為入口流量；qm,d為設計工況下流量；π為壓比(膨脹比)；πd為設計工況下壓比(膨脹比)；η為等熵效率；ηd為設計工況下的等熵效率。

2.2 燃燒室模型

假設燃料在燃燒室中燃燒產物只有二氧化碳和水，通過燃燒效率計算不完全燃燒和散熱導致的能量損失，不考慮燃燒室的壓力損失系數和燃燒效率隨工況的變化。在以上的假設條件下，燃燒室壓力方程、質量守恒和能量守恒方程如下：

壓力方程：

Pout=Pin,air(1-ΔP)

(5)

質量守恒方程：

qout=qin,air+qin,fuel

(6)

(7)

(8)

(9)

能量守恒方程：

qin,airhin,air+qin,fuelhin,fuel+qin,fuelhLHVηcomb=qouthout

(10)

式中:P為壓力；ΔP為壓力損失系數；q為質量流量；M為分子量；h為比焓；hLHV為燃料低位熱值；ηcomb為燃燒效率；下標in、out表示燃燒室入口和出口；下標air、fuel、CO2、CH4、CO、H2O、H2、O2表示各物質。

2.3 換熱器模型

在基本的質量和能量守恒方程基礎上，采用ε-NTU方法計算回熱器換熱面積。ε為換熱器有效度，定義為實際換熱量與理論最大換熱量的比值；NTU為無量綱參數，文中用n表示，代表換熱單元數，定義為流體總熱導(即換熱器傳熱熱阻的倒數)與流體最小熱容量之比。ε-NTU計算方法如下式：

(11)

(12)

(13)

α=1-e-(n/N)(Ch/Cc)

(14)

(15)

(16)

式中:tcold,in、tcold,out為冷側流體入口和出口溫度；thot,in為熱側流體入口溫度；U為總換熱系數；A為換熱面積；Cmin、Cmax為換熱器冷熱側流體的熱容較小值和較大值；α、εs、λ為中間變量；N表示換熱管程數；Cc、Ch分別為冷熱流體的熱容。

后冷器與省煤器模型為氣水換熱，本文使用分段的方式計算換熱面積，根據每段的氣水溫差算出需要的換熱面積，求和后得出總換熱面積。

(17)

A=ΣAsingle

(18)

(19)

式中:Asingle為每段的換熱面積；Qsingle為每段的換熱量；tg為氣體溫度；tw為水溫度；Nsegments為段數；Q為總換熱量。

2.4 濕化器模型

濕化器是HAT循環中區別于其他先進燃氣輪機循環的關鍵部件，在濕化器中水和空氣直接接觸，空氣被加熱加濕。本文中對濕化器采用物質能量平衡方程，假設濕化器出口空氣為飽和狀態，并通過計算濕化器的操作線和飽和線，保證最小溫差(焓差)。

對濕化器，以飽和線與操作線之間表示的焓差作為傳熱傳質推動力。其中飽和線是一條表示飽和濕空氣的焓值和溫度關系的曲線，當壓力一定時濕空氣焓值僅與空氣溫度相關。操作線表示的是濕空氣的焓值和溫度之間的關系，當忽略溫度對濕空氣比熱的影響和水的蒸發時操作線為直線，如圖5所示。本模型計算每個傳質單元飽和濕空氣溫度與操作線溫度的差，取最小溫差為節點溫差。

圖5 濕化器飽和線與操作線

3 回熱燃氣輪機熱力性能校核

基于以上模型對回熱燃氣輪機進行核算。表1是燃氣輪機核算時輸入參數。給定回熱器冷側出口溫度及回熱器總換熱系數，用于計算回熱器性能與換熱面積。核算結果如表2所示，核算的各項數據與廠家提供的數據誤差均小于2%，表明本文的模型參數可用于該微型燃氣輪機的熱力性能模擬。

表1 回熱循環微型燃氣輪機計算條件

表2 回熱循環核算結果

4 HAT循環設計與分析

4.1 參數選取與優化條件

構建HAT循環模型系統時采用經校核的回熱循環參數，其中壓氣機、透平、回熱器均采用變工況模型。通過控制壓氣機出口放氣量維持壓氣機喘振裕度不低于15%。由于采用放氣策略，定義折合發電功率與折合發電效率來表示HAT循環性能，如下式：

We=(WT-WC+WCRair)ηg

(20)

(21)

式中:We為折合發電功率；ηe為折合發電效率；WT為透平輸出軸功；WC為壓氣機耗功；Rair為壓氣機出口放氣量占壓氣機流量的比例；ηg為發電機效率；Qfuel為消耗燃料的流量；hLHV為燃料的低位熱值。

為與回熱循環性能相比較，HAT循環的透平初溫同樣設置為940 ℃。壓氣機出口至回熱器入口之間的總氣體壓損取5%，其中后冷器及其進出口管路和閥門等的總氣體壓損取3%，濕化器及其進出口管路和閥門等總氣體壓損取2%。后冷器水側、省煤器的水側壓損均取1%，省煤器的氣側壓損取3%。后冷器與省煤器換熱系數取45 W/(m2·K)，接近點溫差取10 ℃。補水溫度取15 ℃。

本研究以后冷器與省煤器的水流量、濕化器出口水溫為優化變量，以循環的折合發電效率最高為目標進行優化。各部件需滿足的約束條件如表3所示。

表3 HAT循環優化計算約束條件

4.2 優化結果與分析

優化結果如表4所示。后冷器與省煤器水流量分別為0.33 kg/s和0.54 kg/s，濕化器出口水溫為48 ℃。HAT循環中壓氣機出口放氣10.2%。優化得到HAT循環折合發電效率為29.66%，較回熱循環提高4.28個百分點；對應發電功率為148.5 kW，較回熱循環提高17.9%。

表4 HAT循環優化結果

后冷器與省煤器的換熱溫差和壓損會影響循環熱力性能。后冷器的最小溫差為氣體出口與水入口的溫度差，減小最小溫差可以降低濕化器進口氣溫。調整后冷器最小溫差的約束并優化計算，結果如圖6所示。最小溫差從5 ℃增加至15 ℃，折合發電效率降低約0.1個百分點。最小溫差對后冷器換熱面積的影響較大，最小溫差為15 ℃時的換熱面積約為5 ℃時的64%。綜合考慮換熱面積與整機性能，設計時后冷器可以選擇較大的最小溫差約束，略降低循環折合發電效率同時可以大幅減小換熱面積。

圖6 后冷器最小溫差對HAT循環影響

省煤器中煙氣會發生冷凝，因此最小溫差出現在煙氣露點。如圖7為省煤器內部溫度變化，A點為煙氣溫度降低至露點溫度，開始發生冷凝。A至B的過程煙氣降溫同時水蒸氣凝結放出潛熱。

圖7 省煤器內氣水溫度沿程變化圖

圖8為省煤器最小溫差變化對HAT循環的影響。省煤器性能對整個循環的效率影響較大，最小溫差減小10 ℃，折合發電效率增加約0.4個百分點，遠大于后冷器性能的影響。因煙氣凝結換熱量較大，所需的換熱面積較大，最小溫差為5 ℃時換熱面積為219.5 m2。最小溫差為15 ℃時換熱面積為5 ℃的一半。綜合考慮，因省煤器性能對整機折合發電效率的影響較大，因此在設計時最小溫差選擇較小值。

圖8 省煤器最小溫差對HAT循環影響

進排氣的壓損和各個部件的壓損變化均會對整個循環的效率產生影響。壓損的增加會導致循環做功減少、折合發電效率降低。為對比不同壓損的影響，計算分析了各壓損變化對循環的性能影響。表5為折合發電效率受壓損的影響，壓力損失每增加1%，循環效率降低0.2～0.3個百分點，透平至排煙出口的壓力損失對效率的影響大于透平前各部件壓力損失的影響。表6為壓損變化對折合發電功率的影響，從表中看出后冷器、回熱器冷側和燃燒室的壓損變化對折合發電功率影響更大，因為透平進口壓力變化不僅影響膨脹比，而且影響折合轉速。

表5 不同位置壓損對HAT循環折合發電效率影響

表6 不同位置壓損對HAT循環折合發電功率影響

5 HAT循環熱電聯供

5.1 熱電聯供系統流程

微型燃氣輪機在分布式的應用中通常需要滿足供電與供熱的雙重需求。HAT循環應用于熱電聯供(本文假設對外供熱水，回水溫度40 ℃，供水溫度60 ℃)時，在濕化器水出口后設置一個換熱器，用濕化器出口熱水加熱供熱用水，如圖9。供熱換熱器中外供熱水的流量對應不同熱負荷。

圖9 HAT循環熱電聯供流程示意圖

模型中的水路換熱部件模型采用設計工況模型，并對不同熱負荷的循環進行優化。通過控制壓氣機出氣口放氣量維持壓氣機喘振裕度不低于15%。后冷器與省煤器出口水的接近點溫差為10 ℃。以省煤器和后冷器水流量與濕化器出口含濕量為優化變量，以熱電聯供總效率最大為優化目標。優化約束條件：后冷器的最小換熱溫差大于10 ℃，省煤器最小換熱溫差大于5 ℃。

回熱循環的熱電聯供是在回熱器后設置一個省煤器，用煙氣加熱供熱用水。根據供熱需求增加供熱水流量，直至省煤器最小溫差達到10 ℃。

5.2 熱電聯供優化結果與分析

外供熱水流量為0時為純發電HAT循環，此時的折合發電功率與折合發電效率最大，分別為148.5 kW和29.66%。當熱負荷需求增加時，須要提高濕化器出口水溫以將更多的熱量給外供熱水，濕化器空氣加濕量減小。對不同熱負荷工況優化后得到熱力性能結果如圖10、圖11。從圖10中可以看出在熱電聯供時HAT循環可實現熱電聯供總功率高于回熱循環，HAT循環能夠滿足更高的熱負荷需求。熱電比小于1.6時HAT循環熱電聯供總效率更高。HAT 循環能夠實現的熱電比范圍更大，供熱量也更大，HAT循環熱電聯供外供熱水流量最大為3.66 kg/s，對應熱電比為2.8。熱電比最大時濕化器出口水溫增高到進口水溫，濕化器不再工作，從后冷器與省煤器吸收的所有熱量均用于供熱，進入燃燒室的空氣不再濕化。折合發電功率與效率為110.5 kW和22.9%，供熱功率為313.2 kW，熱電聯供效率為87.9%。因為后冷器有壓損，并且從后冷器抽取了一部分能量用于供熱，所以該工況折合發電效率低于回熱循環的發電效率(24.8%)，但熱電聯供總效率高于回熱循環。

圖10 循環的熱電聯供功率

圖11 循環的熱電聯供效率

圖12是兩種循環在不同熱負荷時的效率變化圖。從圖中看出當熱需求低于230 kW時，HAT循環熱電聯供的發電效率與熱電聯供總效率均高于回熱循環；當熱負荷高于230 kW時，回熱循環的熱電聯供總效率高于HAT循環。HAT循環中后冷器可以將壓氣機出口壓縮氣體的部分低溫熱量用于供熱，因此HAT循環供熱的最大功率比回熱循環高約24 kW。

圖12 循環效率隨供熱量的變化

圖13是濕化器出口空氣加濕量隨不同熱電比的變化。最大的空氣加濕量為0.124 kg/s，供熱負荷增加時需要的濕化器出口水溫增高，對應用于空氣濕化的熱量減少，所以空氣加濕量隨熱負荷的增加而減少，直至供熱量最大時空氣加濕量完全降為0。

圖13 HAT循環供熱時空氣加濕量

圖14為HAT循環中兩路熱水的流量隨著熱電比增加的變化圖。流經省煤器的水流量從0.54 kg/s減少至0.36 kg/s，這是因為隨著熱負荷增加，煙氣中的水蒸氣含量降低，煙氣比熱容降低，省煤器中回收的熱量降低，所需的水流量減少。流經后冷器的水流量從0.33 kg/s增加到0.38 kg/s，是因為燃氣輪機放氣量減少，后冷器中水路吸收熱量增加，對應水流量增加。流經濕化器的總的水流量逐漸減少，從0.87 kg/s減少至0.75 kg/s。

圖14 HAT循環供熱時水循環的流量

圖15為省煤器與后冷器換熱面積變化圖。省煤器所需換熱面積隨熱電比的增加而減小，是因為供熱量增加后空氣的濕化率降低，煙氣能夠被吸收的熱量減少，最小溫差不變的條件下所需換熱面積減小。整體而言省煤器的面積大約為200 m2，可以采用純發電設計得到省煤器尺寸。由于壓氣機出口放氣量減少，后冷器換熱量增加，換熱面積也略有增加但整體變化量不大，因此也可以直接使用純發電工況設計的后冷器。

圖15 HAT循環供熱各工況下的換熱面積

6 結論

本文以某百千瓦級回熱循環微型燃氣輪機為原型構建HAT循環，分析了壓損與換熱溫差對循環影響，并對比分析了HAT循環與回熱循環燃氣輪機熱電聯供性能，得到如下結論：

(1) 基于回熱循環燃氣輪機構建的HAT循環折合發電效率可以達到29.66%，效率比回熱循環提高4.28個百分點，折合發電功率增加17.9%。

(2) 省煤器換熱溫差對HAT循環影響大于后冷器。在本文基本工況下，省煤器節點溫差增大10 ℃，折合發電效率降低0.4個百分點；后冷器節點溫差增大10 ℃，折合發電效率降低0.1個百分點。

(3) HAT循環的壓力損失每增加1%，循環效率降低0.2～0.3個百分點，透平至排煙出口的壓力損失對效率的影響大于透平前各部件壓力損失的影響。

(4) HAT循環的熱電比范圍為0～2.8，回熱循環的熱電比范圍為0～2.4；當達到最大熱電比2.8時，HAT循環熱電聯供系統效率87.9%，供熱功率313.2 kW，折合發電功率110.5 kW；回熱循環達到最大熱電比2.4時，熱電聯供效率84.2%，供熱功率為292.8 kW，發電功率為122 kW。

(5) 當熱電比為0～1.6時，HAT循環熱電聯供效率高于回熱循環；當熱電比為1.6～2.4時，回熱循環效率高于HAT循環。