基于燃机余热和LNG冷能的sCO2朗肯循环系统构建

牟文彪, 王 征, 傅洪军, 王 瑾, 肖 刚

(1．浙江省能源集团有限公司,杭州 310007;2．浙江省清洁能源与碳中和重点实验室,杭州 310027;3．能源清洁利用国家重点实验室,杭州 310027;4．温州燃机发电有限公司,浙江温州 325011)

随着经济社会的不断发展,我国能源的消费量与日俱增。国内天然气供给缺口持续增长,而在进口天然气中,液化天然气(LNG)占比超过50%。因此,我国LNG市场潜力很大。

LNG是天然气在常压下的液态形式。由于LNG温度低,向管网输送前需气化而释放大量冷能。通常在接收站中,LNG会间接通过海水与燃烧后的天然气换热,在额外增加碳排放量的同时,也造成了巨大的资源浪费。因此,合理回收LNG冷能不仅可以减少气化站能耗,还可以带来经济和环境效益。目前,LNG冷能的利用方式通常是低温发电、空气分离、轻烃回收、制冷供冷等。其中,冷能发电被认为是最具前景的LNG冷能方式[1-2]。目前,LNG冷能发电方式主要是以海水为热源的有机朗肯循环或天然气直接膨胀方式。

对于单级有机工质朗肯循环,通常使用低温海水作为热源,循环发电效率不足10%[3],且对LNG冷能的利用程度相对较低,而通过分温区形式的多级有机朗肯循环[4-5]可以进一步提升LNG冷能的发电效率,但系统布置会相对更复杂,且效率的提升程度有限。为提高LNG冷能的利用效率,研究人员针对中高温热源与LNG冷能相结合的发电形式开展了研究。潘振等[6]构建了“超临界二氧化碳布雷顿-跨临界二氧化碳(tCO2)朗肯-有机朗肯(ORC)-蒸汽压缩式制冷(VCR)”的联合循环形式,用于梯级回收燃气轮机余热并实现碳捕集。陈奥妙等[7]构建了以太阳能为热源的改进式氨水卡琳娜循环以及sCO2布雷顿循环的LNG冷能利用方式。梁莹等[8]采用“燃气轮机-氮气布雷顿循环-R245fa朗肯循环”的方式回收燃气轮机余热,并对燃机尾部烟气中的CO2进行低温液化捕集。Gómez等[9]提出使用LNG作为冷源、富氧燃烧烟气作为热源的“氦布雷顿-sCO2布雷顿-tCO2朗肯-天然气直接膨胀”联合发电系统。Cao等[10]对燃气轮机烟气余热利用与LNG冷能利用相结合的tCO2-sCO2联合循环系统开展了研究。Fioriti等[11]构建了“航改式燃气轮机-tCO2朗肯-天然气直接膨胀”联合循环LNG冷能发电系统。

此外,研究人员将LNG气化过程与现有燃气-蒸汽联合循环电站相结合[12],通过LNG气化来降低冷却循环水温度和用量,或降低燃气轮机进气温度来提高联合循环电站的效率,但对循环效率的提升十分有限[13]。

综上,LNG冷能利用系统的发电效率与热端温度相关。以燃气轮机中高温排气为热源、LNG为冷源,有望将烟气降至更低的温度,从而充分利用烟气的热能,同时也能够实现对LNG冷能的高效利用。虽然通过嵌套多层循环来梯级回收燃气轮机余热会更加高效,但系统结构复杂,而结构简洁的冷能利用系统在实际应用中更可行。由于CO2具备无毒、不燃的优点,且相比传统等温吸热工质,其在临界点以上的非等温吸热过程中更容易匹配热源温度[14]。

笔者构建了一种结合燃气轮机余热和LNG冷能利用的sCO2朗肯循环以及天然气直接膨胀的联合发电系统,并提出了一种新的评价LNG冷能发电量贡献的热力学目标函数。通过敏感性分析对比各主要循环参数对热力学目标函数的影响,得出了该类系统参数优化的方法和方向。最后,以300万t/a气化量的LNG气化站为例,计算了联合循环系统的性能参数。

1 系统描述

采用“燃气轮机-单级sCO2朗肯-天然气直接膨胀”的形式构建LNG冷能利用联合发电系统。LNG冷能发电系统结构如图1所示。

图1 LNG冷能发电系统

在联合发电系统中,经燃气透平做功后的余热烟气与进入烟气换热器热侧和冷侧的CO2完成热交换,CO2升温,完成膨胀做功。由于存在系统结构简洁以及CO2高压侧与低压侧热容不匹配等因素,sCO2朗肯循环内部不设置回热器。经增压后的LNG在LNG换热器内吸热,CO2降温后,主流股进入2号天然气透平膨胀至输气管网压力,次流股进入1号天然气透平膨胀至燃气轮机所需的燃烧室压力,并经海水吸热被送入燃气轮机机组内部参与燃烧过程。对于燃气轮机,采用当量透平前温[15]的建模方式,即假设所有冷却空气在透平做功前掺混。为进行简化,天然气设为纯甲烷。基本输入参数如表1所示[9,16]。其中,燃气透平排气温度参考GT36燃气轮机;尾部烟气温度以烟气组分中水达到饱和露点时的烟气温度为准;通过2号海水换热器补热或冷却将天然气输送温度控制在0～30 ℃。

表1 基本输入参数

针对燃气轮机侧的参数设置,采用GT36型燃气轮机的实际运行参数与仿真结果进行对比验证。该机型基本代表目前最先进的燃气轮机水平,即进气温度达到1 400 ℃,单机效率超过41%[17]。如表2所示,燃气轮机效率和排气质量流量的计算结果与设计值之间偏差较小,因此仿真参数的设置具备合理性。

表2 燃气轮机仿真结果验证

2 数学模型

为评估联合循环LNG冷能利用发电系统的能量转化效率,引入燃料热效率、效率以及单位质量LNG贡献电功3个热力学函数。

2.1 循环热效率

循环热效率从热力学第一定律的角度阐述了循环热端输入能量被转换为电能的比例,其计算过程为:

(1)

式中:ηth为燃料热效率;Wnet为循环净输出电功率;Qinput为外界输入系统的热功。

Wnet和Qinput可以进一步表示为:

(2)

Qinput=qm,CH4×QLHV,CH4

(3)

式中:Wgas-tur为燃气透平输出电功;Wair-comp为压气机消耗电功;WCO2-tur为CO2透平输出电功;WCO2-pump为CO2泵消耗电功;WLNG-tur为LNG透平输出电功;WLNG-pump为LNG泵消耗电功;qm,CH4为天然气(甲烷)的质量流量;QLHV,CH4为甲烷低位热值。

2.2 循环效率

(4)

式中:ηex为效率;Ex,input为输入。

Ex,input可以进一步表示为:

Ex,input=Ex,CH4+Ex,LNG

(5)

式中:Ex,CH4为燃料输入的化学;Ex,LNG为LNG输入的冷。

Ex,CH4=1.04×QLHV,CH4×qm,CH4

(6)

Ex,LNG可以表示为:

(7)

式中:H1和S1分别为-162 ℃、0.1 MPa下LNG的比焓和比熵;H0,1和S0,1分别为输气温度及输气压力下甲烷的比焓和比熵;H0,2和S0,2分别为进入燃烧室的天然气的比焓和比熵;T0为环境温度;qm,LNG-tran和qm,LNG-CH4分别为输送至管网和进入燃气轮机燃烧室的天然气质量流量。

2.3 单位质量LNG贡献电功

对于LNG冷能利用电站而言,一个重要的评估参数为单位质量LNG对所对应做功的贡献量QSPC[9]。

(8)

式中:qm,LNG为LNG的质量流量。

(9)

式中:Wcontri为LNG实际贡献的电功。

(1) 当Ex8-Ex7>0 W(即CO2从LNG处获得冷),且Ex11-Ex12>0 W(即LNG冷经过换热器后仍有剩余)时,LNG在sCO2朗肯循环和天然气直接膨胀过程均有发电贡献。

(10)

式中:Exn为流股n的;WLNG-Tur1和WLNG-Tur2分别为1号和2号天然气输出功。

(2) 对于Ex8-Ex7>0 W、Ex11-Ex12≤0 W,2侧流股均实现了热力学的增加,这违反了热力学第二定律,因此无需讨论。

(3) 当Ex8-Ex7≤0 W(即sCO2朗肯循环并未从LNG处获得冷),但Ex11-Ex12>0 W时,LNG只在直接膨胀过程有发电贡献。

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

(11)

(4) 当Ex8-Ex7≤0 W且Ex11-Ex12≤0 W时,LNG将在热传递过程中全部损耗且不参与任何电转化,此时Wcontri为0 W。

3 循环热力学性能计算分析

以300万t/a LNG气化量的气化站为例进行分析,假设年运行2 000 h。系统基本输入参数见表1。

3.1 循环参数敏感性分析

保持其他参数不变,改变烟气换热器热端差,各目标函数的变化趋势如图2所示。可以发现,燃料热效率和效率随烟气换热器热端差的增大略有降低,热端差每升高10 K,燃料热效率平均降低0.06个百分点,效率平均降低0.14个百分点。这是由于循环热端吸热量减少,换热器不可逆损失增大。

图2 烟气换热器热端差的影响

QRSPC随着烟气换热器热端差的增大而增大,烟气换热器热端差每升高10 K,QRSPC平均增大0.003 MJ/kg。这是由于烟气换热器端差较大时,CO2透平排气温度较低,使得LNG换热器热端差减小,损失降低,更多的LNG冷被传递至sCO2朗肯循环。从整体上来看,通过减小烟气热来提高冷能利用率的方式导致循环整体效率下降,因此烟气换热器热端差更小会更有利。烟气换热器热端差选为30 K。

维持其他参数不变,改变CO2循环增压泵压力,各目标函数变化如图3所示。增大sCO2循环压力,各目标函数均显著提升。这是由于CO2循环做功能力得到增强,且透平排气的温度降低,减少了LNG换热器的不可逆损失。但当泵压力超过45 MPa后,继续升高压力对循环性能的提升已十分有限。因此,CO2泵压力选为45 MPa。

图3 CO2泵压力的影响

维持其他参数不变,改变sCO2朗肯循环中的冷端温度,各目标函数变化趋势如图4所示。冷端温度每升高5 K,燃料热效率平均降低约0.52个百分点。这是由于冷端温度的提高显著降低了sCO2循环的卡诺效率。

图4 CO2冷端温度的影响

整体而言,更低的sCO2循环冷端温度是更为合理的选择,因为这意味着在使用较少LNG的情况下可以达到更高的燃料热效率,同时又能保证单位质量流量的LNG做功量更高。为了与CO2三相点保持一定距离,sCO2循环冷端温度选为-50 ℃。

维持其他参数不变,改变LNG泵出口压力,各目标函数的变化趋势如图5所示。随着LNG泵压力的升高,燃料热效率先升高并趋于平缓。这是因为LNG侧直接膨胀功逐渐升高。

图5 LNG泵压力的影响

另一方面,随着LNG泵压力的升高,天然气直接膨胀功也增大。当LNG泵压力不超过13 MPa时,直接膨胀功的提升程度较为显著,QRSPC逐渐增大;但LNG泵压力超过13 MPa后,进一步提升泵压力虽然也能继续提升膨胀功,但LNG质量流量增幅较大,致使QRSPC下降。

对于整体循环而言,当LNG泵压力升高时,由于LNG参与做功过程,效率必然下降。但LNG泵压力不能无限升高,选择合适的LNG泵压力使得QRSPC最大或燃料热效率最高是较为合理的选择。

维持其他参数不变,改变LNG换热器夹点温差,各目标函数变化趋势如图6所示。随着LNG换热器夹点温差的增大,各参数均呈下降趋势。LNG换热器夹点温差每升高5 K,燃料热效率平均降低0.12个百分点,效率平均降低0.72个百分点,QRSPC平均降低0.007 MJ/kg。综合来看,夹点温差越低,各性能参数越优。LNG换热器夹点温差选为5 K。

图6 LNG换热器夹点温差的影响

输气站压力的变化也会从一定程度上影响循环性能。这是由于当输气管网需求的压力较低时,LNG可以在直接膨胀过程中得到更多释放。从图7可以看出,输气压力每降低0.5 MPa,燃料热效率平均提升0.32个百分点,效率平均提升0.11个百分点,QRSPC平均提升0.008 MJ/kg。综合来看,对于气化站而言,通过对输气管道、输气距离等进行合理优化设计,适当降低输气站的输气压力,更有利于实现对LNG冷能的高效利用。输气压力选为6 MPa。

图7 输气压力的影响

3.2 与燃气蒸汽联合循环的对比

针对所提出的系统,以燃料热效率最大化为目标进行优化计算,并与燃气蒸汽联合循环进行对比。优化得到的系统参数和流股参数分别见表3和表4。燃气蒸汽循环的流程图如图8所示,其系统参数和流股参数见表5和表6。

表3 优化得到的系统参数

表4 优化得到的流股参数

表5 燃气蒸汽联合循环的系统参数

表6 燃气蒸汽联合循环的流股参数

图8 燃气蒸汽联合循环系统流程图

如表5所示,三压再热式燃气蒸汽联合循环效率可以达到61.39%,属于较为领先的水平。所提出的循环模式通过结合LNG冷能,在相同天然气消耗量的前提下,相比于先进的燃气蒸汽联合循环能够提升燃料热效率约2.15个百分点,且系统净功提升3.5%,具备一定的优势。

4 结 论

(1) 燃料热效率是评价系统效率的重要指标。当CO2侧热端温度较高、冷端温度较低、透平膨胀比较高(即CO2泵压力较高)时,燃料热效率较高。当LNG侧吸热温度较高、透平膨胀比在一定范围内较大(即LNG泵压力较高)时,燃料热效率较高。

(4) 以300万t/a LNG气化量为例,电站的净发电量可达到528.57 MW,可匹配342 MW等级的燃机,循环燃料热效率为63.54%,LNG贡献电能为0.095 7 MJ/kg。相比相同天然气消耗量的高效燃气蒸汽联合循环,系统净功提高3.5%,燃料热效率提升2.15个百分点,具备较好的应用前景。