利用燃氣輪機煙氣余熱的復合有機朗肯循環系統優化分析

(上海交通大學制冷與低溫工程研究所 上海 200240)

隨著我國能源供需結構日趨緊張，開展余熱利用來提高能量綜合利用率越來越受重視。工業余熱利用主要應用于電力、冶金、化工等行業，而較少用于天然氣壓氣站[1-2]。燃驅壓氣站生產過程中可產生400～500 ℃的中溫煙氣，對這部分煙氣余熱進行回收不僅符合節能減排政策，而且具有良好的經濟效益。

有機朗肯循環具有適應性強、設備簡單等優點，成為國內外學者研究余熱利用的熱點。為最大限度地通過有機朗肯循環回收余熱，系統流程改進和復合系統設計成了重要研究方向。Zhang Mogeng等[3]提出一種復合有機朗肯循環系統同時回收工業余熱和LNG冷能。雷歡等[4]將ORC和溴化鋰吸收式制冷結合回收中溫余熱，系統火用損失從參考系統的139 kW降為93 kW，大幅提高了火用效率。S. Quoilin等[5]對ORC系統進行數值分析，并通過R123驗證模型準確性。針對工質的選擇，張津[6]認為等熵流體最適合作為工質。A. A. Lakew等[7]研究有機朗肯循環工質，認為熱源溫度為80～160 ℃時，R227ea輸出功最高，熱源溫度為160～200 ℃，R245fa輸出功最高。B. F. Tchanche等[8]在熱源溫度約為90 ℃時，對比了20種工質，發現R134a、R152a、R290、R600、R600a具有更高的熱效率。劉廣林等[9]認為對于低于150 ℃的熱源溫度，R245fa表現最佳，而當熱源為190 ℃時，R601a表現較好。陳奇成等[10]認為對于300 ℃左右的熱源溫度，苯、甲苯和環己烷表現較好。除了純工質，學者們也研究了混合工質，以求其非共沸特性帶來更高的循環效率[11]。

壓氣站燃驅壓縮機組煙氣溫度高于400 ℃，選用單級有機朗肯循環會帶來循環壓比過大及能量無法充分利用等問題。為實現能量的“多級開發，梯級利用”，本文提出一種運行于亞臨界狀態的[12]復合有機朗肯循環系統，實現對煙氣余熱的分段利用。本文詳細闡述了工質和蒸發溫度、冷凝溫度、煙氣分段點溫度等關鍵參數對系統輸出功的影響，分析確定了系統實現最大輸出功的工況，并對最優工況進行了熱力學分析。本文的分析結果不僅適用于壓氣站煙氣，也適用于其他相近溫度煙氣的有機朗肯循環。

1 復合有機朗肯循環系統

1.1 系統簡述

圖1所示為復合有機朗肯循環系統流程，系統包括3個子循環分別記作循環I、循環Ⅱ、循環Ⅲ。系統總熱源為煙氣，冷源為水。為避免煙氣和水溫差過大帶來的設備尺寸和成本增加，初進入系統的煙氣由循環I和循環Ⅱ耦合利用，循環Ⅲ則吸收剩余的煙氣余熱。每個循環包括循環泵、蒸發器、透平膨脹機和冷凝器。

圖1 復合有機朗肯循環系統流程

1.2 熱力學模型

假設各部件中流體均為穩態穩流且為絕熱過程；除膨脹機和循環泵的熱力過程外，忽略工質重力勢能變化、宏觀動能變化及流動摩擦損失；煙氣為天然氣燃燒產物，循環過程中比定壓熱容不變；忽略煙氣風機和水泵的功耗；蒸發器和冷凝器出口為飽和狀態[13]。

蒸發器I熱平衡方程及火用損失：

Qevap,I=Mgascp,gas(T2-T1)=MI(hI1-hI4)

(1)

(2)

中間換熱器熱平衡方程及火用損失：

QIH=MI(hI2-hI1)=MⅡ(hⅡ1-hⅡ4)

(3)

IIH=T0[MI(sI2-sI3)-MⅡ(sⅡ1-sⅡ4)]

(4)

冷凝器Ⅱ熱平衡方程及火用損失：

Qcond,Ⅱ=Mwcp,w(T2-T1)=MⅡ(hⅡ2-hⅡ3)

(5)

(6)

蒸發器Ⅲ熱平衡方程及火用損失：

Qevap,Ⅲ=Mgascp,gas(T3-T2)=MⅢ(hⅢ1-hⅢ4)

(7)

(8)

冷凝器Ⅲ熱平衡方程及火用損失：

Qcond,Ⅲ=Mwcp,w(T2-T1)=MⅢ(hⅢ2-hⅢ3)

(9)

(10)

循環泵和膨脹機火用損失：

Ip/t=MT0(sin-sout)

(11)

循環凈輸出功：

Wi=Wi,t-Wi,p

(12)

系統熱效率：

(13)

系統火用效率：

(14)

2 系統優化和分析

本系統以某天然氣壓氣站為例，煙氣質量流量和溫度已知，流出系統的部分將排入大氣被浪費，具有“一過性”，因此應最大限度地從煙氣中獲得輸出功[14]，以凈輸出功而非熱效率或火用效率為優化目標。工質的物性參數來自美國NIST實驗室開發的物性軟件REFPROP9.0。煙氣參數和計算參數如表1所示。

2.1 工質比選

1)循環I工質選用

循環I熱源是初始溫度為673 K、質量流量為27 kg/s的煙氣，考慮工質物性和熱源溫度[16]，選擇環己烷、D4、正辛烷、丙酮、甲苯、苯等6種臨界溫度較高的工質進行對比，各工質物性參數如表2所示。

表1 條件參數

圖2所示為各工質以標準沸點為冷凝溫度，凈輸出功隨蒸發溫度的變化。由圖2可知，對于單級有機朗肯循環，熱源初始溫度和流量一定時，若給定冷凝溫度，則存在最佳蒸發溫度使循環凈輸出功最大[17]。圖3所示為各工質最大凈輸出功隨冷凝溫度的變化。由圖3可知，循環的最大凈輸出功隨冷凝溫度升高而降低。在冷凝溫度低于405 K時，苯的最大凈輸出功始終高于其他工質；當冷凝溫度高于405 K，甲苯和苯最大凈輸出功接近?？紤]甲苯比苯具有更好的安全性，因此循環I選用甲苯作為工質。

圖2 蒸發溫度對凈輸出功的影響

表2 工質物性參數

圖3 冷凝溫度對最大凈輸出功的影響

2)循環Ⅱ工質選用

循環Ⅱ冷凝溫度為308 K考慮工質臨界溫度和標準沸點，選擇R123、R113、R141b、R600a、R601a、R245fa、正戊烷等7種工質進行對比，各工質物性參數如表2所示。循環Ⅱ蒸發器吸熱量來自循環I冷凝器放熱量，因此可對比給定蒸發器換熱量時的各工質凈輸出功。圖4所示為蒸發器換熱量取1 000 kW、冷凝溫度取308 K，循環凈輸出功隨蒸發溫度的變化。由圖4可知，各工質凈輸出功均先隨蒸發溫度上升而增大，當蒸發溫度接近工質臨界溫度時，凈輸出功略有減小。R141b的凈輸出功始終高于其他工質，選作循環Ⅱ的工質。

圖4 蒸發溫度對凈輸出功的影響

3)循環Ⅲ工質選用

循環Ⅲ冷凝溫度為308 K熱源溫度為循環I煙氣出口溫度。選取R141b、R123、R113、R245fa、R601a、戊烷、丙酮等7種工質對比，各工質物性參數如表2所示。圖5所示為各工質最大凈輸出功隨煙氣溫度的變化。由圖5可知，循環最大凈輸出功隨煙氣初始溫度增大而增大，丙酮在各熱源溫度下的最大輸出功高于其他工質。選擇丙酮作為循環Ⅲ工質。

圖5 熱源溫度對最大凈輸出功的影響

2.2 系統優化

將系統分為頂部耦合循環(循環I+循環Ⅱ)和底部單級循環(循環Ⅲ)進行分析。影響系統凈輸出功的變量為循環I蒸發溫度Tevap，I(與煙氣分段點溫度T2關聯)、循環I冷凝溫度Tcond，I(與循環Ⅱ蒸發溫度Tevap，Ⅱ關聯)和循環Ⅲ蒸發溫度Tevap，Ⅲ。

煙氣分段點溫度的改變即為煙氣提供給頂部循環和底部循環熱量的改變。圖6所示為煙氣分段點溫度對最大熱效率的影響。由圖6可知，頂部耦合循環熱效率始終高于底部單級循環。因此優先滿足頂部循環所需熱量，剩余煙氣熱量供給底部。

圖6 煙氣分段點溫度對最大熱效率的影響

循環I蒸發溫度和冷凝溫度對頂部耦合循環的影響如圖7所示。凈輸出功最大時，Tevap，I=441 K，Tcond，I=369 K。

圖7 循環I蒸發溫度和冷凝溫度對頂部耦合循環的影響

甲苯和R141b耦合循環與甲苯單級循環相比，凈輸出功高4.06%，循環熱效率高6.35%(蒸發溫度對甲苯單級循環凈輸出功和熱效率的影響如圖8所示)，此外還降低了單個循環壓比，使系統尺寸和成本降低，且避免了冷凝溫度遠低于標準沸點造成的冷凝器負壓過大，更具實際意義。

圖8 蒸發溫度對甲苯單級循環凈輸出功和熱效率的影響

確定煙氣分段點溫度為449 K。圖9所示為蒸發溫度對丙酮單級循環凈輸出功和熱效率的影響。當蒸發溫度為365 K，循環凈輸出功最大。

圖9 蒸發溫度對丙酮單級循環凈輸出功和熱效率的影響

2.3 熱力學分析

系統凈輸出功最大時，各狀態點參數如表3所示。此時系統凈輸出功為1 587 kW，熱效率為20.26%，火用效率為42.68%，凈輸出功比甲苯工質單級循環提高了23.33%，比蒸汽朗肯循環提高了12%。

為進一步觀察系統熱力性能，圖10所示為各部件火用損失情況。由圖10可知，蒸發器I的火用損失最嚴重，占總火用損的56.43%，主要系熱源溫度與循環I蒸發溫度匹配性差。蒸發器I和蒸發器Ⅲ內冷熱流體的溫度變化如圖11所示。

圖10 系統各部件火用損失

圖11 蒸發器I和蒸發器Ⅲ內冷熱流體的溫度變化

表3 優化結果

3 結論

本文以某燃驅壓氣站煙氣為熱源，構建了亞臨界復合有機朗肯循環系統，以凈輸出功為目標確定各循環最優工質和工況，并進行了火用分析，得出如下結論：

1)復合有機朗肯循環系統將煙氣余熱分段分級回收，通過耦合循環吸收高溫煙氣余熱，再通過一個單級循環吸收剩余煙氣余熱，可以大幅提高能量利用率。

2)當煙氣初始溫度和流量一定時，若已知冷凝溫度，則單級有機朗肯循環存在一個蒸發溫度使循環凈輸出功最大，耦合有機朗肯循環存在一組蒸發溫度和中間溫度使循環凈輸出功最大。當循環吸熱量一定時，凈輸出功隨蒸發溫度升高先增大后稍有減小。

3)對于溫度為673 K的煙氣，若采用單級有機朗肯循環回收余熱，甲苯表現優于其他工質；本文的復合循環系統相比甲苯單級循環最大凈輸出功提高了23.33%，更大限度利用煙氣余熱，系統壓比和冷凝器負壓也更小，具有顯著優越性。

4)復合循環系統的火用損失集中在蒸發器，主要是煙氣和工質溫差較大所致，可考慮采用混合工質來提高二者溫度匹配性。膨脹機火用損失較高，可考慮采用更高效率的膨脹機。

符號說明

Q——單位時間換熱量，kW

M——質量流量，kg/s

cp——比定壓熱容，J/(kg·K)

T——溫度，K

h——比焓，kJ/kg

I——火用損，kW

s——比熵，kJ/(kg·K)

W——功，kW

η——效率

下標

evap ——蒸發器

cond ——冷凝器

IH ——中間換熱器

gas ——煙氣

w ——冷卻水

I, Ⅱ, Ⅲ ——循環I，循環Ⅱ，循環Ⅲ

1，2，3，…——節點標號

in，out ——進口，出口

e ——火用

p——循環泵

t——膨脹機

i——循環Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ之一