一种简化型超临界CO2动力循环换热系统的优化设计

郑舒星， 陈亚平， 吴嘉峰， 朱子龙， 方 芳

(东南大学 低碳型建筑环境设备与系统节能教育部工程研究中心， 南京 210096)

CO2捕集与封存(CCS)技术在发电厂的应用被认为是解决全球气候变化问题的重要手段[1-4]。由于空气中N2的稀释，传统燃煤发电厂排放的烟气中CO2浓度较低，使得CO2分离过程复杂且困难，CO2捕集将会导致发电厂的净发电效率大幅下降[5]。超临界CO2动力循环作为一种在工质循环过程中实现CO2捕集的新型发电循环近年来受到了广泛的关注[6-7]。CAYER E等[8]指出，在相同条件下，超临界CO2动力循环的热效率比蒸汽朗肯循环更高。ZHANG N等[9-10]提出了一种新型液态天然气(LNG)超临界CO2布雷顿-朗肯联合动力循环。PURJAM M等[11]设计了一种新型超临界CO2动力循环，并完成了循环的第一定律分析。CHEN Y P等[12-13]提出并研究了一种新型的以LNG为燃料、液氧(LO2)为氧化剂、水蒸气为循环工质的燃气蒸汽混合工质动力循环(GSMC)。在GSMC系统中，LNG和LO2的冷能用于捕集CO2，集成了谷电制氧储能和CO2捕集技术。

ALLAM R J等[14-15]提出了一种新型的超临界CO2动力循环(简称Allam循环)。Allam循环采用富氧燃烧技术，在布雷顿循环的基础上，利用CO2作为循环工质，可实现CO2的捕集和无NOx排放。与传统蒸汽朗肯循环、布雷顿循环相比，Allam循环可以显著降低能量损失，提高热效率。ZHU Z L等[16]在Allam循环的基础上提出并研究了一种适合于1 000 ℃以下较低透平进口温度的改进型Allam循环(简称Allam-Z循环)，通过提高其透平背压，避免使用压缩机，所有工作介质由泵升压，并利用LO2和LNG的冷量使CO2液化，系统更为简化。结果表明：在透平进口温度为700 ℃的同等条件下，Allam-Z循环的循环热效率可以比Allam循环高出2.65%。

Allam-Z循环主要包括换热器、透平、燃烧室、泵等部件，而换热器按照其功能不同又可以分为回热器、冷却器、冷凝器。换热器换热效率的升高或压降的降低，都能有效减少系统中泵的功耗，提高循环效率。Allam-Z循环的换热器系统与常规热力循环的系统相比具有多流程、跨临界、含不凝性气体、大温升、大温降等特点，需要针对其特点进行分析、优化。

1 循环系统简介

与Allam循环把透平背压设置得较低，乏气回热后需要采用多个带中间冷却的压缩机升压后再对环境冷源排热的方案不同，Allam-Z循环[16]是针对透平进口和出口温度均相对较低场合的简化方案，其系统图见图1。

HX1、HX2、HX3、HX4、HX5—换热器；NG—天然气；LCO2—液态CO2。图1 Allam-Z循环系统图

LNG与LO2经过HX4和HX5预热与回热后，进入燃烧室发生燃烧反应，其燃烧产物与循环工质CO2形成CO2/H2O混合工质在透平中膨胀做功发电，透平背压是由对环境冷源排热的终点参数和回热过程的流动阻力决定的。透平乏气分为两股，一小股流体通过HX5前的燃料和O2，大部分流体经HX1回热经CO2泵加压后的循环工质CO2，CO2泵出口流体因吸收了泵功而温度升高，使得HX1乏气出口温度偏高，因此设置了HX2用冷却水对乏气作进一步冷却。两股乏气流体在6点汇合后一起流入气液分离器，使混合工质中的H2O完全分离出来，在气液分离器的出口设置干燥器进一步去除残余水分。气体CO2在HX3中冷却液化。与燃烧产物相对应的一部分CO2作为被捕集的CO2排出系统，剩余部分CO2作为循环工质用泵升压后继续参与循环做功。

但是Allam-Z循环系统的换热器在实际应用过程中存在以下几点问题：

(1) 部分换热器(如HX1)的热负荷较大且进出口温度变化巨大，如果制作成单个换热器会导致换热器耐高温材料的浪费，且采用U形管换热器时热泄漏严重。

(2)NG和O2同时与热流体进行换热时，多股流换热器的设计制造难度较大。

(3) 由于乏气在接近环境温度下释放水蒸气的凝结潜热，所需要的冷却负荷急剧增大，2股低温流体冷量不足。

针对以上问题，对Allam-Z循环的换热系统做出具体修改设计(见图2)。2股乏气流提前在3点和4点混合为5点，然后一起进入HX2冷却；HX1采用3台换热器串联的形式；HX5由2组2台串联的换热器并联而成；而HX4的低温流体的冷量则由间接冷却冷却水提供改为直接冷却从HX3流出的CO2流体提供，并将多股流换热器分为并联的换热器。

图2 Allam-Z循环系统换热器具体细化的流程图

2 循环模型及评价标准

分别对循环系统的发电输出效率ηe和等效净效率ηnet,eq进行性能评价，计算公式为：

ηe=(WTηg-∑WP)/Q0

(1)

ηnet,eq=(WTηg-∑WP-γWASU)/Q0

(2)

式中：WT为透平消耗功率，MW；ηg为发电机效率，%；Wp为泵的消耗功率，MW；Q0为输入热量，MW；γ为谷峰电价比；WASU为空分单元的消耗功率，MW。

已知参数包括：透平等熵效率ηT为0.85、泵等熵效率ηP为0.8、ηg为0.985。其他假设参照Allam-Z循环[18]，反应组分与燃烧产物成正比：

CH4+2O2=CO2+2H2O

(3)

3 换热系统特性分析

改进后的Allam-Z循环中的换热器类型均为高压单壳程单管程固定管板式换热器(BEM)，实际应用时需要设置膨胀节等手段来补偿热膨胀。这是因为单壳程的结构有利于采用螺旋折流板换热器(见图3)等壳程强化传热技术。虽然实际应用时可以采用更适合于正三角形布管的三分或六分螺旋折流板换热器[17]，但目前商用换热器设计软件HTRI只有四分螺旋折流板换热器的设计，所以笔者采用四分螺旋折流板换热器方案进行计算。

图3 螺旋折流板换热器的结构简图

HTRI软件使用完全增量法，将传热器分为几个模块，采用局部物性参数对此模块的传热系数及压降进行计算。理论传热系数K的计算公式为：

(4)

式中：δ为换热管的壁厚，mm；λ为换热管材料导热系数，W/(m·K)；ri为管内侧污垢热阻，m2·K/W；ro为管外侧污垢热阻，m2·K/W；ki为管侧传热系数，W/(m2·K)；ko为壳侧传热系数，W/(m2·K)；di为换热管的内径，mm；do为换热管的外径，mm；dm为换热管的平均直径，mm。

对于管侧、壳侧传热系数以及其他参数，软件会根据局部流动状态选取合适的经验公式进行计算，可于HTRI设计手册中查阅[18]。

由于换热器内工作压力较大，为保证强度要求，参照GB 150—2011 《压力容器》，δ可根据公式(5)计算：

(5)

式中：pc为计算压力，MPa；[σ]t为设计温度下换热管材料的许用应力，MPa；φ为焊接接头系数，取φ=1。管排方式采用正三角形排列，[σ]t按照GB 150.2—2011 《压力容器 第2部分：材料》选取。

Allam-Z循环回热器两侧流体不仅压力高而且温升、温降都比较大，为了避免高温端和低温端之间的热泄漏过于严重，不宜采用U形管换热器。HX1采用3台单管程单壳程逆流型换热器串联。

以HX1-1换热器为例，对循环中的螺旋折流板换热器的换热特性进行研究。在冷凝温度为30 ℃、透平进口压力为30 MPa、透平进口温度为700 ℃的条件下，HX1-1的壳程介质为CO2/H2O，进出口温度分别为535 ℃和293.27 ℃，进口压力为7.21 MPa，质量流量为500.23 kg/s；管程介质为CO2，进出口温度分别为228.57 ℃和440.32 ℃，进口压力为31 MPa，质量流量为501.18 kg/s。

3.1 壳体内径的影响

根据循环各状态点数据，参照GB 151—2014《热交换器》，在保证热负荷的前提下，利用HTRI软件对do=12 mm、管间距S=16 mm时4种壳体内径Di的HX1-1螺旋折流板换热器进行设计核算(Di=1 300 mm，管子数量n=5 676；Di=1 400 mm，n=6 618；Di=1 500 mm，n=7 584；Di=1 600 mm，n=8 676)，并通过迭代确定管子的长度L和换热面积A。尽管采用并联布置换热器的方法可以减小壳体内径，但考虑到本算例100 MW发电功率对于发电厂是偏小的，所以还是采用单台换热器。

不同Di与不同倾斜角β对HX1-1换热器壳程压降Δpo、实际总传热系数U、ko、壳程综合指标ko/Δpo1/3、L、A和壳侧流速vo的影响见图4。

由图4可知：随着β的增大，各换热器的Δpo均先快速后缓慢下降；β相同时，Di越小则Δpo越大；当设置Δpo≤200 kPa的约束条件时，Δpo=200 kPa的水平线与Di=1 300 mm、1 400 mm、1 500 mm曲线分别在β=33°、17°和12°处相交，即倾斜角低于相交点则阻力压降会超出约束条件。随着β的增大，不同Di的换热器的U和ko均逐渐下降；而β相同时，Di越小则U和ko越大。在计算范围内，随着β的增大，各换热器的ko/Δpo1/3均呈现逐渐下降的趋势；β相同时，Di越大则ko/Δpo1/3越大，并且随着β的增大这种变化趋势逐渐减弱。随着β的增大，各换热器的L和A均呈现逐渐上升的趋势，vo则随着β的增大而不断减小；β相同时，Di越小则L和vo越大，A越小。考虑到Di=1 400 mm、1 500 mm且β取约束条件限制的最小值方案的A较接近，而内径大的壳体厚度也大，材料成本较高，因此从经济性角度宜选择Di=1 400 mm的方案。

图5给出了按照图4(a)中以Δpo=200 kPa为约束条件所确定的换热器HX1-1方案的ki、管程压降Δpi、管程流速vi、管程综合指标ki/Δpi1/3的变化曲线。

由图5可知：随着Di的增大，各换热器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐渐下降。

3.2 管外径和管间距的影响

根据循环各状态点数据，利用HTRI软件对3种do且具有不同S的6款HX1-1螺旋折流板换热器进行设计核算，壳体内径取恒定值(Di=1 400 mm)：do=12 mm，di=7.5 mm，S=16 mm、17 mm，n=6 618、5 838；do=14 mm，di=8.75 mm，S=19 mm、20 mm，n=4 668、4 236；do=16 mm，di=10 mm，S=22 mm、23 mm，n=3 474、3 186。

do、S及β对HX1-1换热器Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、L、A和vo的影响见图6。

由图6(a)可知：随着β的增大，各换热器的Δpo均先快速后缓慢下降，且do相同时，S越小则Δpo越大；当β相同时，do越大Δpo越大。由图6(b)、(c)、(d)可知：随着β的增大，不同do的换热器的U、ko、ko/Δpo1/3逐渐下降；且当do相同时，S越小则U、ko、ko/Δpo1/3越大；当β相同时，do越小则U、ko、ko/Δpo1/3越大。由图6(e)、(f)可知：随着β的增大，各换热器的L、A均呈现逐渐上升的趋势，而vo则不断减小，且不同方案的vo曲线非常接近；当β相同时，不同方案的L和A均随着do的增大或S的增大而增大。

当Δpo=200 kPa时，不同do对HX1-1换热器ki、Δpi和ki/Δpi1/3的影响见图7。

由图7可知：随着do的增大，各换热器的ki、ki/Δpi1/3均逐渐减小，而Δpi逐渐增大，且当do相同时，ki、Δpi随着S的增大而增大，而ki/Δpi1/3则随之减小，原因在于随着S的增大，n减少而vi增大。

4 循环换热系统设计

根据上述结果对Allam-Z循环的换热系统进行设计。由于换热器存在压降，会对循环中的各点压力产生影响，所以对换热系统进行设计时需要考虑将Δpo和Δpi作为约束条件，以获得合适的换热器参数。为保证CO2经过HX3与HX4降温后能够完全液化实现全捕集，考虑到冷却水温度条件，将HX4背压始终保持在7.21 MPa，因此需要根据回热换热器的压降对透平背压进行修正。由于透平背压会影响系统的循环效率，压降过大则循环效率降低，而压降过小则可能使换热器面积增大而升高成本。

笔者将回热系统HX1～HX4的壳侧的总压降设计为系统总压降的约10%，通过迭代将透平背压修正为8.00 MPa。根据已建立的循环模型计算各换热器的进出口参数，同时结合上述讨论结果，对换热系统进行优化设计。其中，HX1分为3台串联换热器(也可以只分为2台串联换热器)，HX5a和HX5b均分为2台串联换热器，只有高温换热器工作温度≥300 ℃需要采用价格较昂贵的耐高温材料。设计结果列于表1。

表1 循环中各换热器参数

表2为透平进口参数为30 MPa、700 ℃，冷凝温度保持30 ℃时，透平背压为7.21 MPa的理论循环和透平背压为8.00 MPa时考虑换热系统影响的循环性能比较。

表2 系统效率比较

由表2可以看出：实际循环的发电输出效率为43.68%，等效净效率为40.65%，比不考虑回热器压降时透平背压为7.21 MPa的理论循环均降低1.03百分点。

5 结语

笔者针对一种以调峰蓄能和CO2捕集为目标的Allam-Z循环换热系统进行了初步设计及优化。循环中的换热器类型均为BEM，为了节省耐高温材料，HX1采用3台换热器串联，而HX5采用2组2台换热器串联的形式。

在不同Di下，随着螺旋折流板β的增大，各换热器的U、ko、Δpo、ko/Δpo1/3、vo均逐渐下降，L、A则呈现逐渐上升的趋势。当β相同时，Di越小则U、ko、Δpo、L、vo越大，而ko/Δpo1/3、A则减小；do越小则U、ko、ko/Δpo1/3越大，Δpo、L、A越小，vo曲线则非常接近；Di、do、β相同时，不同方案的Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、vo随S的增大而减小，L、A则增大。

随着Di的增大，各换热器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐渐下降；而Di不变时，随着do的增大，各换热器的ki、ki/Δpi1/3均逐渐减小，而L、Δpi逐渐增大。当do相同时，不同方案的ki、Δpi随S的增大而增大，ki/Δpi1/3则减小。

当透平背压为8.00 MPa，即HX1～HX4的回热及对冷源排热过程的总压降控制在系统总压降的10%左右时，循环的发电输出效率和等效净效率相对于不考虑压降的理论循环均降低约1.03百分点。