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(xué)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(xué)院大學(xué)，北京 100049；3. 江蘇中國科學(xué)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(zhì)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?zé)崞骰厥崭咂肺粺崮埽诓辉黾訅簹鈾C耗功的情況下提高做功介質(zhì)流量，從而提高循環(huán)的功率和效率[2-3]。

國內(nèi)外學(xué)者對HAT循環(huán)進行了大量熱力學(xué)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?zé)崞鞯取righenti[8]等人以回?zé)崞鳌⒑罄淦鳌⒅欣淦骱褪∶浩鞒叽绲葹檠h(huán)設(shè)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?zé)崞骱秃罄淦鲗ρh(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(xué)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?zé)崮Ｊ竭\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(xué)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(xué)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(xué)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?zé)嵫h(huán)燃氣輪機構(gòu)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?zé)嵫h(huán)燃氣輪機

圖1是某10MW回?zé)嵫h(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?zé)崞鲹Q熱后進入燃燒室燃燒。該回?zé)崛細廨啓C的主要參數(shù)如表1 所示。

表1 回?zé)崛細廨啓C參數(shù)

圖1 10 MW燃機回?zé)嵫h(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?zé)崛細廨啓C基礎(chǔ)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?zé)崞鞯目諝獗壤屯夤崴谋壤齺碚{(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?zé)崞鞯目諝獗壤驼{(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?zé)崞鞯?以及濕化器模塊，并在gPROMS平臺上建立相應(yīng)的部件模型。

2.1 壓氣機模塊

壓氣機設(shè)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(zhuǎn)速及流量的關(guān)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速，rd為壓氣機設(shè)計點轉(zhuǎn)速，T為壓氣機運行點入口溫度，Td為壓氣機設(shè)計點入口溫度，p為壓氣機運行點入口壓力，pd為壓氣機設(shè)計點入口壓力，π為壓氣機運行點壓比，πd為壓氣機設(shè)計點壓比，η為壓氣機運行點效率，ηd為壓氣機設(shè)計點效率，m為壓氣機運行點流量，md為壓氣機設(shè)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(zhuǎn)速值，利用相近的兩條等轉(zhuǎn)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(zhì)量守恒和能量守恒建立，假設(shè)燃料與氧氣完全反應(yīng)，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(shè)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(shè)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(shè)計點冷卻流的壓力和溫度。

2.4 換熱器模塊

設(shè)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(shè)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?zé)崞?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(guān)系如下所示：

(16)

(17)

式中：Δp表示壓力損失系數(shù)，Δpd表示設(shè)計工況下壓力損失系數(shù)，對換熱器熱側(cè)指數(shù)x，y，z分別取1.84,1，-1；對換熱器冷側(cè)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(zhì)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(zhì)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(zhì)單元數(shù)模型，模型假設(shè)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(zhì)過程中Lewis數(shù)為1，即傳熱量與傳質(zhì)量的相對強度比為1。

4) 傳質(zhì)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(zhì)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(zhì)計算中假設(shè)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(guān)系采用濕氣體的焓與溫度之間的關(guān)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(guān)。汽液操作關(guān)系用氣體的焓與液體溫度之間的關(guān)系表示，即濕化過程的操作線，當(dāng)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(zhì)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(zhì)單元高度H和傳質(zhì)單元數(shù)N計算：

(18)

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

3 模擬結(jié)果及分析

基于以上的部件模型，在gPROMS計算平臺上對回?zé)嵫h(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?zé)崛細廨啓C核算

核算回?zé)崛細廨啓C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?zé)崛細廨啓C性能接近，回?zé)崛細廨啓C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(jié)果如表3 所示。gPROMS模擬結(jié)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(jié)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?zé)崛細廨啓C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(shè)計工況下取最小傳熱溫差10 ℃，濕化器傳質(zhì)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(jié)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?zé)嵫h(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?zé)崛細廨啓C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(shè)計工況確定蒸發(fā)器參數(shù)，蒸發(fā)器設(shè)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?zé)崛細廨啓C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?zé)崞骺諝獗壤秊檫M入回?zé)崞鞯目諝庹級簹鈾C出口空氣的比例，通過調(diào)節(jié)外供熱水的比例和進入回?zé)崞鞯目諝獗壤齺碚{(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(dāng)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?zé)崞髋月氛{(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(jié)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(dāng)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?zé)崞鞯目諝獗壤齺磉M一步提高熱電比，結(jié)果如圖8和圖9所示。進入回?zé)崞骺諝獗壤档蜁r，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(dāng)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(dāng)熱電比進一步增大時，回?zé)崞鲹Q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(dāng)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(dāng)熱電比進一步增加時，隨著回?zé)崞鲹Q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(shè)置在回?zé)崞飨掠蔚恼舭l(fā)器產(chǎn)生蒸汽，當(dāng)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(dāng)用戶需要蒸汽量增加時，可以通過回?zé)崞髋月吩黾诱舭l(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?zé)崞骺諝獾谋壤沁M入回?zé)崞鞯目諝庹紳窕鞒隹诳諝獾谋壤諝夂罄錆窕壤沁M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?zé)崞鞯目諝獗壤驼{(diào)節(jié)后冷濕化比例來調(diào)節(jié)外供熱量。當(dāng)進入回?zé)崞骺諝獗壤秊?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(dāng)用戶開始有熱負荷需求時，降低進入回?zé)崞鞯目諝獗壤?此時空氣后冷濕化比例為1)，直到進入回?zé)崞鞯目諝獗壤秊?，即回?zé)崞髋酝ǎ撜{(diào)節(jié)范圍內(nèi)的熱力性能結(jié)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(dāng)進一步提高熱電比時，仍然保持回?zé)崞髋酝ǎ瑫r降低空氣后冷濕化比例，結(jié)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(dāng)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(dāng)熱電比增加時，回?zé)崞鲹Q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(jié)論

本文研究了以某型號的10MW回?zé)嵫h(huán)燃氣輪機構(gòu)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(jié)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(zhì)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?zé)崞骰厥樟酥械推肺粺崮埽琀AT循環(huán)發(fā)電效率相比原回?zé)嵫h(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?zé)岬目諝獗壤蚩刂仆夤崴壤齺碚{(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?zé)岬目諝獗壤涂諝夂罄錆窕壤齺碚{(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。