基于燃機余熱和LNG冷能的sCO2朗肯循環系統構建

牟文彪, 王 征, 傅洪軍, 王 瑾, 肖 剛

(1．浙江省能源集團有限公司,杭州 310007;2．浙江省清潔能源與碳中和重點實驗室,杭州 310027;3．能源清潔利用國家重點實驗室,杭州 310027;4．溫州燃機發電有限公司,浙江溫州 325011)

隨著經濟社會的不斷發展,我國能源的消費量與日俱增。國內天然氣供給缺口持續增長,而在進口天然氣中,液化天然氣(LNG)占比超過50%。因此,我國LNG市場潛力很大。

LNG是天然氣在常壓下的液態形式。由于LNG溫度低,向管網輸送前需氣化而釋放大量冷能。通常在接收站中,LNG會間接通過海水與燃燒后的天然氣換熱,在額外增加碳排放量的同時,也造成了巨大的資源浪費。因此,合理回收LNG冷能不僅可以減少氣化站能耗,還可以帶來經濟和環境效益。目前,LNG冷能的利用方式通常是低溫發電、空氣分離、輕烴回收、制冷供冷等。其中,冷能發電被認為是最具前景的LNG冷能方式[1-2]。目前,LNG冷能發電方式主要是以海水為熱源的有機朗肯循環或天然氣直接膨脹方式。

對于單級有機工質朗肯循環,通常使用低溫海水作為熱源,循環發電效率不足10%[3],且對LNG冷能的利用程度相對較低,而通過分溫區形式的多級有機朗肯循環[4-5]可以進一步提升LNG冷能的發電效率,但系統布置會相對更復雜,且效率的提升程度有限。為提高LNG冷能的利用效率,研究人員針對中高溫熱源與LNG冷能相結合的發電形式開展了研究。潘振等[6]構建了“超臨界二氧化碳布雷頓-跨臨界二氧化碳(tCO2)朗肯-有機朗肯(ORC)-蒸汽壓縮式制冷(VCR)”的聯合循環形式,用于梯級回收燃氣輪機余熱并實現碳捕集。陳奧妙等[7]構建了以太陽能為熱源的改進式氨水卡琳娜循環以及sCO2布雷頓循環的LNG冷能利用方式。梁瑩等[8]采用“燃氣輪機-氮氣布雷頓循環-R245fa朗肯循環”的方式回收燃氣輪機余熱,并對燃機尾部煙氣中的CO2進行低溫液化捕集。Gómez等[9]提出使用LNG作為冷源、富氧燃燒煙氣作為熱源的“氦布雷頓-sCO2布雷頓-tCO2朗肯-天然氣直接膨脹”聯合發電系統。Cao等[10]對燃氣輪機煙氣余熱利用與LNG冷能利用相結合的tCO2-sCO2聯合循環系統開展了研究。Fioriti等[11]構建了“航改式燃氣輪機-tCO2朗肯-天然氣直接膨脹”聯合循環LNG冷能發電系統。

此外,研究人員將LNG氣化過程與現有燃氣-蒸汽聯合循環電站相結合[12],通過LNG氣化來降低冷卻循環水溫度和用量,或降低燃氣輪機進氣溫度來提高聯合循環電站的效率,但對循環效率的提升十分有限[13]。

綜上,LNG冷能利用系統的發電效率與熱端溫度相關。以燃氣輪機中高溫排氣為熱源、LNG為冷源,有望將煙氣降至更低的溫度,從而充分利用煙氣的熱能,同時也能夠實現對LNG冷能的高效利用。雖然通過嵌套多層循環來梯級回收燃氣輪機余熱會更加高效,但系統結構復雜,而結構簡潔的冷能利用系統在實際應用中更可行。由于CO2具備無毒、不燃的優點,且相比傳統等溫吸熱工質,其在臨界點以上的非等溫吸熱過程中更容易匹配熱源溫度[14]。

筆者構建了一種結合燃氣輪機余熱和LNG冷能利用的sCO2朗肯循環以及天然氣直接膨脹的聯合發電系統,并提出了一種新的評價LNG冷能發電量貢獻的熱力學目標函數。通過敏感性分析對比各主要循環參數對熱力學目標函數的影響,得出了該類系統參數優化的方法和方向。最后,以300萬t/a氣化量的LNG氣化站為例,計算了聯合循環系統的性能參數。

1 系統描述

采用“燃氣輪機-單級sCO2朗肯-天然氣直接膨脹”的形式構建LNG冷能利用聯合發電系統。LNG冷能發電系統結構如圖1所示。

圖1 LNG冷能發電系統

在聯合發電系統中,經燃氣透平做功后的余熱煙氣與進入煙氣換熱器熱側和冷側的CO2完成熱交換,CO2升溫,完成膨脹做功。由于存在系統結構簡潔以及CO2高壓側與低壓側熱容不匹配等因素,sCO2朗肯循環內部不設置回熱器。經增壓后的LNG在LNG換熱器內吸熱,CO2降溫后,主流股進入2號天然氣透平膨脹至輸氣管網壓力,次流股進入1號天然氣透平膨脹至燃氣輪機所需的燃燒室壓力,并經海水吸熱被送入燃氣輪機機組內部參與燃燒過程。對于燃氣輪機,采用當量透平前溫[15]的建模方式,即假設所有冷卻空氣在透平做功前摻混。為進行簡化,天然氣設為純甲烷。基本輸入參數如表1所示[9,16]。其中,燃氣透平排氣溫度參考GT36燃氣輪機;尾部煙氣溫度以煙氣組分中水達到飽和露點時的煙氣溫度為準;通過2號海水換熱器補熱或冷卻將天然氣輸送溫度控制在0～30 ℃。

表1 基本輸入參數

針對燃氣輪機側的參數設置,采用GT36型燃氣輪機的實際運行參數與仿真結果進行對比驗證。該機型基本代表目前最先進的燃氣輪機水平,即進氣溫度達到1 400 ℃,單機效率超過41%[17]。如表2所示,燃氣輪機效率和排氣質量流量的計算結果與設計值之間偏差較小,因此仿真參數的設置具備合理性。

表2 燃氣輪機仿真結果驗證

2 數學模型

為評估聯合循環LNG冷能利用發電系統的能量轉化效率,引入燃料熱效率、效率以及單位質量LNG貢獻電功3個熱力學函數。

2.1 循環熱效率

循環熱效率從熱力學第一定律的角度闡述了循環熱端輸入能量被轉換為電能的比例,其計算過程為:

(1)

式中:ηth為燃料熱效率;Wnet為循環凈輸出電功率;Qinput為外界輸入系統的熱功。

Wnet和Qinput可以進一步表示為:

(2)

Qinput=qm,CH4×QLHV,CH4

(3)

式中:Wgas-tur為燃氣透平輸出電功;Wair-comp為壓氣機消耗電功;WCO2-tur為CO2透平輸出電功;WCO2-pump為CO2泵消耗電功;WLNG-tur為LNG透平輸出電功;WLNG-pump為LNG泵消耗電功;qm,CH4為天然氣(甲烷)的質量流量;QLHV,CH4為甲烷低位熱值。

2.2 循環效率

(4)

式中:ηex為效率;Ex,input為輸入。

Ex,input可以進一步表示為:

Ex,input=Ex,CH4+Ex,LNG

(5)

式中:Ex,CH4為燃料輸入的化學;Ex,LNG為LNG輸入的冷。

Ex,CH4=1.04×QLHV,CH4×qm,CH4

(6)

Ex,LNG可以表示為:

(7)

式中:H1和S1分別為-162 ℃、0.1 MPa下LNG的比焓和比熵;H0,1和S0,1分別為輸氣溫度及輸氣壓力下甲烷的比焓和比熵;H0,2和S0,2分別為進入燃燒室的天然氣的比焓和比熵;T0為環境溫度;qm,LNG-tran和qm,LNG-CH4分別為輸送至管網和進入燃氣輪機燃燒室的天然氣質量流量。

2.3 單位質量LNG貢獻電功

對于LNG冷能利用電站而言,一個重要的評估參數為單位質量LNG對所對應做功的貢獻量QSPC[9]。

(8)

式中:qm,LNG為LNG的質量流量。

(9)

式中:Wcontri為LNG實際貢獻的電功。

(1) 當Ex8-Ex7>0 W(即CO2從LNG處獲得冷),且Ex11-Ex12>0 W(即LNG冷經過換熱器后仍有剩余)時,LNG在sCO2朗肯循環和天然氣直接膨脹過程均有發電貢獻。

(10)

式中:Exn為流股n的;WLNG-Tur1和WLNG-Tur2分別為1號和2號天然氣輸出功。

(2) 對于Ex8-Ex7>0 W、Ex11-Ex12≤0 W,2側流股均實現了熱力學的增加,這違反了熱力學第二定律,因此無需討論。

(3) 當Ex8-Ex7≤0 W(即sCO2朗肯循環并未從LNG處獲得冷),但Ex11-Ex12>0 W時,LNG只在直接膨脹過程有發電貢獻。

Wcontri=WLNG-Tur1+WLNG-Tur2-WLNG-pump

(11)

(4) 當Ex8-Ex7≤0 W且Ex11-Ex12≤0 W時,LNG將在熱傳遞過程中全部損耗且不參與任何電轉化,此時Wcontri為0 W。

3 循環熱力學性能計算分析

以300萬t/a LNG氣化量的氣化站為例進行分析,假設年運行2 000 h。系統基本輸入參數見表1。

3.1 循環參數敏感性分析

保持其他參數不變,改變煙氣換熱器熱端差,各目標函數的變化趨勢如圖2所示。可以發現,燃料熱效率和效率隨煙氣換熱器熱端差的增大略有降低,熱端差每升高10 K,燃料熱效率平均降低0.06個百分點,效率平均降低0.14個百分點。這是由于循環熱端吸熱量減少,換熱器不可逆損失增大。

圖2 煙氣換熱器熱端差的影響

QRSPC隨著煙氣換熱器熱端差的增大而增大,煙氣換熱器熱端差每升高10 K,QRSPC平均增大0.003 MJ/kg。這是由于煙氣換熱器端差較大時,CO2透平排氣溫度較低,使得LNG換熱器熱端差減小,損失降低,更多的LNG冷被傳遞至sCO2朗肯循環。從整體上來看,通過減小煙氣熱來提高冷能利用率的方式導致循環整體效率下降,因此煙氣換熱器熱端差更小會更有利。煙氣換熱器熱端差選為30 K。

維持其他參數不變,改變CO2循環增壓泵壓力,各目標函數變化如圖3所示。增大sCO2循環壓力,各目標函數均顯著提升。這是由于CO2循環做功能力得到增強,且透平排氣的溫度降低,減少了LNG換熱器的不可逆損失。但當泵壓力超過45 MPa后,繼續升高壓力對循環性能的提升已十分有限。因此,CO2泵壓力選為45 MPa。

圖3 CO2泵壓力的影響

維持其他參數不變,改變sCO2朗肯循環中的冷端溫度,各目標函數變化趨勢如圖4所示。冷端溫度每升高5 K,燃料熱效率平均降低約0.52個百分點。這是由于冷端溫度的提高顯著降低了sCO2循環的卡諾效率。

圖4 CO2冷端溫度的影響

整體而言,更低的sCO2循環冷端溫度是更為合理的選擇,因為這意味著在使用較少LNG的情況下可以達到更高的燃料熱效率,同時又能保證單位質量流量的LNG做功量更高。為了與CO2三相點保持一定距離,sCO2循環冷端溫度選為-50 ℃。

維持其他參數不變,改變LNG泵出口壓力,各目標函數的變化趨勢如圖5所示。隨著LNG泵壓力的升高,燃料熱效率先升高并趨于平緩。這是因為LNG側直接膨脹功逐漸升高。

圖5 LNG泵壓力的影響

另一方面,隨著LNG泵壓力的升高,天然氣直接膨脹功也增大。當LNG泵壓力不超過13 MPa時,直接膨脹功的提升程度較為顯著,QRSPC逐漸增大;但LNG泵壓力超過13 MPa后,進一步提升泵壓力雖然也能繼續提升膨脹功,但LNG質量流量增幅較大,致使QRSPC下降。

對于整體循環而言,當LNG泵壓力升高時,由于LNG參與做功過程,效率必然下降。但LNG泵壓力不能無限升高,選擇合適的LNG泵壓力使得QRSPC最大或燃料熱效率最高是較為合理的選擇。

維持其他參數不變,改變LNG換熱器夾點溫差,各目標函數變化趨勢如圖6所示。隨著LNG換熱器夾點溫差的增大,各參數均呈下降趨勢。LNG換熱器夾點溫差每升高5 K,燃料熱效率平均降低0.12個百分點,效率平均降低0.72個百分點,QRSPC平均降低0.007 MJ/kg。綜合來看,夾點溫差越低,各性能參數越優。LNG換熱器夾點溫差選為5 K。

圖6 LNG換熱器夾點溫差的影響

輸氣站壓力的變化也會從一定程度上影響循環性能。這是由于當輸氣管網需求的壓力較低時,LNG可以在直接膨脹過程中得到更多釋放。從圖7可以看出,輸氣壓力每降低0.5 MPa,燃料熱效率平均提升0.32個百分點,效率平均提升0.11個百分點,QRSPC平均提升0.008 MJ/kg。綜合來看,對于氣化站而言,通過對輸氣管道、輸氣距離等進行合理優化設計,適當降低輸氣站的輸氣壓力,更有利于實現對LNG冷能的高效利用。輸氣壓力選為6 MPa。

圖7 輸氣壓力的影響

3.2 與燃氣蒸汽聯合循環的對比

針對所提出的系統,以燃料熱效率最大化為目標進行優化計算,并與燃氣蒸汽聯合循環進行對比。優化得到的系統參數和流股參數分別見表3和表4。燃氣蒸汽循環的流程圖如圖8所示,其系統參數和流股參數見表5和表6。

表3 優化得到的系統參數

表4 優化得到的流股參數

表5 燃氣蒸汽聯合循環的系統參數

表6 燃氣蒸汽聯合循環的流股參數

圖8 燃氣蒸汽聯合循環系統流程圖

如表5所示,三壓再熱式燃氣蒸汽聯合循環效率可以達到61.39%,屬于較為領先的水平。所提出的循環模式通過結合LNG冷能,在相同天然氣消耗量的前提下,相比于先進的燃氣蒸汽聯合循環能夠提升燃料熱效率約2.15個百分點,且系統凈功提升3.5%,具備一定的優勢。

4 結 論

(1) 燃料熱效率是評價系統效率的重要指標。當CO2側熱端溫度較高、冷端溫度較低、透平膨脹比較高(即CO2泵壓力較高)時,燃料熱效率較高。當LNG側吸熱溫度較高、透平膨脹比在一定范圍內較大(即LNG泵壓力較高)時,燃料熱效率較高。

(4) 以300萬t/a LNG氣化量為例,電站的凈發電量可達到528.57 MW,可匹配342 MW等級的燃機,循環燃料熱效率為63.54%,LNG貢獻電能為0.095 7 MJ/kg。相比相同天然氣消耗量的高效燃氣蒸汽聯合循環,系統凈功提高3.5%,燃料熱效率提升2.15個百分點,具備較好的應用前景。