超临界CO2循环与燃煤锅炉集成技术研究

2018-10-26郑开云黄志强

动力工程学报 2018年10期

郑开云，黄志强

(上海发电设备成套设计研究院有限责任公司，上海 200240)

燃煤发电是全球范围内最为重要的电力来源，特别是在我国，大型超超临界燃煤发电机组仍是当前的主力电源，并且国际上均在大力发展更高参数等级的700 ℃先进超超临界燃煤发电机组，以进一步提高发电效率、降低发电成本、减少污染物的排放。但是700 ℃等级先进超超临界发电机组需要使用大量的镍基高温合金，电站建设成本过高。随着传统火力发电技术不断趋于极限，技术研究的方向开始转移到新型动力循环系统。

近年来，超临界CO2动力循环(S-CO2循环)成为研究热点，国内外的研究报道层出不穷，其中美国在这一领域的研究水平遥遥领先。由于CO2化学性质稳定、密度高、无毒性、成本低、循环系统简单、结构紧凑、效率高，因此S-CO2循环被认为在火力发电、第四代核能发电(超临界水堆除外)、聚光型太阳能热发电(CSP)、余热发电和地热发电等领域具有良好的应用前景[1]。据文献[2]可知，在透平入口温度高于550 ℃时，S-CO2循环的循环效率将高于蒸汽朗肯循环，且温度越高优势越明显。S-CO2循环对于低温端冷却温度的敏感性较小，在空冷条件下仍能保持较高的效率，非常适合位于干旱缺水地区的CSP电站[3]。

S-CO2循环可采用燃煤锅炉加热获得热能进行发电，法国电力公司(以下简称EDF)学者经分析，认为再压缩S-CO2循环的循环效率明显高于相同温度等级的超超临界蒸汽循环[4]。同时，西安热工研究院(以下简称TPRI)的学者认为，经系统优化后600 ℃等级的再压缩S-CO2循环有望达到700 ℃等级先进超超临界蒸汽循环的效率[5]，从而替代蒸汽循环用于火力发电。但是，再压缩S-CO2循环工质进入锅炉时温度高、吸热温度区间窄、流量大，与燃煤锅炉集成时存在三方面的关键问题：一是控制锅炉排烟温度; 二是冷却锅炉炉壁；三是降低锅炉压损。

笔者提出采用部分冷却模式的S-CO2循环与锅炉集成，以降低进入锅炉的工质温度，扩大吸热温度区间，并减少工质质量流量，通过改进空气预热的方式，在锅炉排烟余热回收方面形成新的设计方案。

1 S-CO2循环与锅炉集成

1.1 再压缩循环与锅炉集成

S-CO2循环可以在简单布雷顿循环模式的基础上演变出许多复杂结构的循环模式，如再压缩循环、预压缩循环和部分冷却循环等，还可以与其他工质的循环组成各种联合循环模式。经学者调研，S-CO2循环已演变出42种独立循环模式和38种联合循环模式[6]。在目前的工程应用条件下，再压缩循环的效率往往更具优势，因此燃煤锅炉、聚光型太阳能集热器和核反应堆等均选择与再压缩循环集成为发电系统[1]。再压缩循环的基本结构及对应的温熵图示于图1。再压缩循环系统主要由主压缩机、再压缩机、透平、发电机、主加热器、再热器、回热器和预冷器等组成。其中透平往往采取分级再热方式以进一步提高效率。由主加热器出来的高温高压工质经透平膨胀做功，推动发电机工作，透平排出的低压工质经高温回热器和低温回热器将热量传递给高压侧的工质。工质在进入预冷器前分流成2路，一路工质进入预冷器(主流)，再经主压缩机和低温回热器，然后与进入再压缩机的另一路工质(分流)汇合进入高温回热器，最后再进入主加热器。

a—主压缩机；b—低温回热器；c—高温回热器；d—主加热器；e—透平；f—发电机；g—再压缩机；h—预冷器

(a)系统示意图

(b)温熵图图1 基于再压缩循环的发电系统示意图及其温熵图

Fig.1 Schematic andT-sdiagram of the power generation system based on recompression cycle

考虑到再压缩S-CO2循环深度回热的特点，工质进入主加热器的温度较高，与燃煤锅炉集成时，锅炉即为主加热器，则势必造成锅炉排烟温度过高，单纯依靠空气预热器(air preheater,以下简称APH)难以充分回收余热，所以必须对图1所示的循环结构进行适当改造，以控制排烟温度。EDF和TPRI分别提出了工质分流方式，前者选择在主压缩机出口位置分流[4,7]，后者选择在高温回热器高压侧入口位置分流[8-10]，分别对应图1(a)中虚线所示的“分流方式一”和“分流方式二”，用分流的工质冷却烟气，之后分流工质与高温回热器高压侧出口的主流工质汇合，再进入锅炉。

相应地，EDF和TPRI也分别提出了各自的空气预热方案，如图2所示。EDF对比了3种APH布置方案，其中最佳的烟气分流方案为：将分流部分的烟气与分流工质换热，烟气直接冷却至110 ℃，其余部分的烟气进入APH冷却至110 ℃，一次风被预热至110 ℃，二次风被预热至510 ℃[4]。TPRI采用分流的工质与进入选择性催化还原(selective catalytic reduction，以下简称SCR)装置前的烟气换热，从SCR出来的烟气再经APH冷却至110 ℃，热空气温度为338 ℃[10]。因此，2种工质分流方法均可以达到降低锅炉排烟温度的目标。

(a)EDF

(b)TPRI图2 EDF和TPRI的空气预热方案Fig.2 Air pre-heating configuration of EDF and TPRI

尽管采取工质分流冷却烟气方式的再压缩S-CO2循环与锅炉集成的燃煤发电系统有望获得满意的发电效率，但是锅炉仍有2个技术难题有待解决：一是压损；二是炉壁冷却。这2个问题均与再压缩循环深度回热有关，即工质进入热源的温度高，吸热的温度区间窄。假设透平入口温度为600 ℃，再压缩循环工质进入锅炉的温度约为500 ℃，升温约100 K，而通常的超超临界电站锅炉给水温度约280 ℃，升温达320 K，再加上水由液态变为超临界态经过大比热容区，需要吸收较大热量，对于相同容量的锅炉，S-CO2循环工质质量流量约为超超临界蒸汽循环的10倍。S-CO2循环工质在锅炉中的平均吸热温度高，有利于减少换热过程的损失，提高循环效率，但是炉壁冷却变得困难，同时工质质量流量增大，锅炉管道和回热器压损增大，反过来又会增加损失。由此可见，合理地扩大工质吸热温度区间，可以缓解上述2个问题。

1.2 部分冷却循环与锅炉集成

在各种高效率的S-CO2循环模式中，部分冷却循环模式具有较宽的吸热温度区间，并且循环效率可与再压缩循环相媲美。图3所示为部分冷却循环基本结构和对应的温熵图。相比再压缩循环，部分冷却循环增加了1台中间冷却器和1台预压缩机，见图3(a)，透平排气经回热器后，先经中间冷却器冷却，再经预压缩机增压至中间压力，然后预压缩机出口工质再分流成2路，一路至预冷器，另一路至再压缩机，其余的工艺流程与再压缩循环相同。部分冷却循环的特点是压比增大，对于透平采用多级再热的方式十分有利，并且透平排气压力和主压缩机进气压力可以各自独立调节。部分冷却循环也可类似地在主压缩机出口或高温回热器高压侧入口分流工质，如图3所示。

a—主压缩机；b—低温回热器；c—高温回热器；d—主加热器；e—透平；f—发电机；g—再压缩机；h—预冷器；i—中间冷却器；j—预压缩机

(a)系统示意图

(b)温熵图图3 基于部分冷却循环的发电系统示意图及其温熵图

Fig.3 Schematic andT-sdiagram of the power generation system based on partial cooling cycle

为了对比无烟气冷却工质分流时部分冷却循环与再压缩循环的效率，以及上述2种烟气冷却工质分流方式中分流比对循环效率的影响，结合EDF和TPRI各自文献报道，选取表1中的“本文再压缩循环”和“本文部分冷却循环”参数。表1中的“EDF再压缩循环”采用了二次再热[4]，此循环系统中布置了高压、中压和低压透平，而“TPRI再压缩循环”[10]、“本文再压缩循环”、“本文部分冷却循环”均采用了一次再热，循环系统中布置了高压和低压透平。作为对比分析且为便于计算，笔者不考虑发电机损耗、各种机械损失、热损失、连接管道压损、漏气、辅助设备用电等次要因素。循环效率分析采用美国国家标准与技术研究所(NIST)发布的REFPROP物性数据库。表1中再压缩循环的主压缩机入口工质压力、高压透平出口工质压力、分流比(进入再压缩机工质质量流量的比例)，以及部分冷却循环的主压缩机入口工质压力、预压缩机入口工质压力、高压透平出口工质压力、分流比通过以循环效率最大为目标的优化计算确定。

表1 S-CO2循环参数Tab.1 Parameters of the S-CO2 cycle

注:1)优化计算获得的值。

基于热力学第一定律，循环达到稳态时的效率η可表达为：

(1)

式中：Wt为透平功率；Wc为压缩机功耗；Q为工质吸收的热量。

压缩机内的压缩过程与透平内的膨胀做功过程均视为绝热过程，等熵效率分别用ηc和ηt表示。

压缩机压缩过程的等熵效率为：

(2)

式中：h为工质比焓；下标c表示压缩机，is表示等熵过程，in表示入口，out表示出口。

透平膨胀做功过程的等熵效率为

(3)

式中：下标t表示透平。

经过计算，无烟气冷却工质分流时循环稳态热力学数据见表2。相比再压缩循环，部分冷却循环的循环效率、工质质量流量、主加热器入口工质温度、低压透平排气温度、高温回热器高压侧入口工质温度、高温回热器功率、低温回热器功率均显著下降，两者的主加热器和再热器功率相近。

表2本文再压缩循环和部分冷却循环的计算结果

Tab.2Calculationresultsofrecompressionandpartialcoolingcycles

参数再压缩循环部分冷却循环相对变化量1)循环效率/%51.0849.96-1.1%工质质量流量/(kg·s-1)7 177.45 765.9-19.7%主加热器入口工质温度/℃481.1447.4-33.7%低压透平排气温度/℃526.6504.2-22.4%高温回热器高压侧入口工质温度/℃223.0205.8-17.2%主加热器功率/MW1 271.31 267.8-0.3%再热器功率/MW686.6733.7+6.8%高温回热器功率/MW2 460.91 934.2-21.4%低温回热器功率/MW1 267.1800.3-36.9%

注:1)部分冷却循环与再压缩循环对比变化的百分比。

需要指出的是，从表2的结果来看，部分冷却循环效率明显低于再压缩循环效率，但是部分冷却循环的工质质量流量下降，使锅炉管道和回热器的压损减小，应考虑到这部分贡献对循环效率的补偿。根据基本的管道流动压损公式：

(4)

式中:Δp为压损；f为摩擦因数；L为长度；D为直径；ρ为密度；u为流速。

(5)

式中：qm为质量流量；A为面积。

(6)

可见压损与质量流量的平方成正比。质量流量下降19.7%，相当于压损减小35%，此外回热器功率下降使回热器换热面积减少,同时也带来压损的下降。若按此近似地折算表1中的压损，则有主加热器压损取1.3 MPa、再热器压损取0.195 MPa、回热器压损取0.05 MPa、其余每个部件压损取0.065 MPa，其他参数不变，再计算部分冷却循环的循环效率为51.03%。可见，部分冷却循环的效率几乎与再压缩循环的效率相等。因此，选用部分冷却循环与锅炉集成，在保持高效率的同时，可有效缓解压损和壁炉冷却的问题。

对于烟气冷却工质分流的工况，烟气冷却分流工质吸热量占总吸热量的比例为0～25%，2种分流方式对循环的影响示于图4。

分流方式一将导致循环效率总是随着烟气冷却工质分流比(分流工质质量流量占总工质质量流量的比例,下文简称分流比)的增大而下降，与此同时再压缩分流比减小，这会降低循环效率。但是，当烟气冷却工质分流比在0.15以下时分流方式二不会影响循环效率。这是由于高压二氧化碳工质比定压热容大于低压二氧化碳工质，所以高温回热器高压侧可以用较少的工质质量流量与低压侧的工质完成换热。根据热量平衡关系：

(7)

(a)烟气冷却分流工质吸热量占比

(b)循环效率

(c)再压缩分流比

(d)锅炉入口工质温度图4 2种分流方式的烟气冷却工质分流比对部分冷却循环的影响

Fig.4 Effect of split ratio on the partial cooling cycle for two split methods

锅炉与部分冷却循环集成时，可采取工质分流冷却烟气的方法，由此可能造成循环效率下降，但是保证了锅炉的高效率，整体优化后可获得最佳的发电效率。

2 空气预热方式改进方案

除了优选循环模式及参数优化，对锅炉APH布置也可以进一步改进。EDF与TPRI的APH设计的区别在于，前者二次风预热至约500 ℃[7]或510 ℃[4]，后者空气预热至约338 ℃[10]，虽然两者最终均可将烟气冷却至110 ℃，但是TPRI单位质量烟气冷却分流工质吸收烟气热量的负荷更大，如果二次风进一步从338 ℃提高到510 ℃，烟气冷却工质分流比可大幅减小，粗略估算，工质进入锅炉的温度可降低约20 K，代价是需要更大规模的APH。APH改进的思路是将二次风预热至尽量高的温度，且采用烟气冷却工质分流方式二，避免或减轻对循环效率的不利影响。

空气预热方式的2种改进方案如图5所示，图中温度表示预期达到的值，仅用于示意，并非设计值。在图5(a)所示的方案中，APH分为高温段和低温段2部分，高温烟气进入APH高温段前分流一股烟气与分流工质换热，SCR布置在APH高温段和低温段之间，冷却烟气的分流工质来自于高温回热器入口。在图5(b)所示的方案中，二次风经APH后，与透平排气换热，进一步提高二次风温度，透平排气与二次风换热后再进入高温回热器，高温烟气进入APH前与分流工质换热，冷却烟气的分流工质也来自高温回热器入口。图5(b)所示方案的另一个作用是减少高温回热器的换热量，并降低高温回热器的最高工作温度，这对于降低高温回热器制造成本十分有利。

3 结论

(1)与燃煤锅炉集成时，部分冷却S-CO2循环进入锅炉的工质温度比再压缩S-CO2循环更低，吸热温度区间较大，并显著减少工质质量流量，从而降低锅炉及回热器压损，部分冷却循环效率与再压缩循环效率相近。

(2)S-CO2循环可通过从主压缩机出口或高温回热器入口分流工质来冷却锅炉尾部烟气，可降低锅炉排烟温度，对确保锅炉效率有利，但可能降低循环效率。当工质从主压缩机出口分流时，循环效率随分流比的增大而降低；当工质从高温回热器入口分流时，循环效率起初随着分流比的增大保持不变，当分流比超过某个临界值后逐步降低。