基于LNG冷能利用的新型热电系统模拟

陈奥妙，张海娟，伍盛一，李小玲，王卫强

（辽宁石油化工大学石油天然气工程学院，辽宁 抚顺 113001）

天然气是密度低、效率高、污染少的高品位能源， 属于增长最快的一次能源， 其运输方式包括管道运输和LNG船运输[1-2]。 天然气经压缩液化后为-162 ℃的液体，气化过程中释放大量冷量，约为840 kJ/kg，若每年使用LNG约500×104t，LNG气化释放约4.2×1012kJ总冷量，相当于11.7×108kWh电能[3]。 因此，如何将LNG气化过程中的冷能回收并且合理高效利用具有重要的现实意义。

LNG冷能多用于发电领域， 包括直接膨胀发电、二次媒体法、蒸汽循环、燃气循环以及联合循环发电等[4]，相关研究如下。

(1) 与卡琳娜循环有关的研究：Wang等[5]和Yan等[6]提出了以卡琳娜循环回收固体氧化物燃料电池（SOFC）驱动的新型综合发电系统余热。张丽等[7-9]将LNG冷能用于ORC/KCS循环发电及CO2捕集中，分别回收燃煤电厂、稠油开采厂以及固体燃料氧化物电池中余热。

(2) 在超临界压力下的研究：Nami等[10]和Wang等[11]建立了新型的热电联产系统回收余热。郑开云[12,13]对超临界CO2循环热电联产系统进行了初步研究。其后又对高温部件选材及效率进行了分析研究[14]。吴闯等[15]建立了超临界CO2主压缩机间冷再热再压缩循环燃煤发电系统，最后同蒸汽循环燃煤发电组进行了性能比较。

(3) 对于联合循环发电系统的研究：严开辉等[16]构建了一套燃气-蒸汽联合循环发电系统，得到系统热效率达到最大时的参数。 吕双双等[17]建立了布林顿循环和朗肯循环联合系统。 Aali等[18]针对伊朗萨巴兰地热井井口温度和压力的差异，提出了一种新的闪蒸-二元联合循环发电方案。仇阳等[19]提出了一种结合LNG和燃煤废气发电与天然气再液化的冷能利用系统并对系统进行了改进。 梁莹等[20]以富氧燃烧为基础，建立了联合系统。

然而，目前鲜有人研究将LNG冷能利用技术应用到卡琳娜循环与超临界CO2（sCO2）循环联合系统中。 基于此，为避免海水换热造成的冷污染，本文将太阳能作为热源代替海水换热，LNG作为冷源，与卡琳娜-超临界CO2（sCO2）联合循环系统结合，以期得到更高的系统热效率和火用效率。

1 系统流程

图1为以内循环卡琳娜循环、外循环超临界CO2朗肯循环、太阳能供热系统及LNG直接膨胀发电组成的联合循环系统示意图。

图1 卡琳娜-超临界二氧化碳（sCO2）循环系统流程图Fig. 1 Flow chart of supercritical carbon dioxide (sCO2)Kalina cycle system

(1) 内循环卡琳娜循环

卡琳娜循环以氨水作为工质， 从蒸汽换热器HRSG吸收热量后进入闪蒸器，氨蒸汽进入透平机1发电，从闪蒸器底部流出的贫氨溶液经高温换热器H1流入阀门减压，与膨胀后的蒸汽在混合器1混合，之后进入冷凝器CD2与LNG换热， 变成低温低压的氨水混合物， 加压后依次进入换热器H2和H1中吸热，经换热器H1流出的氨水混合物再回到蒸汽换热器HRSG中，构成循环。

(2) 外循环超临界CO2循环

超临界CO2朗肯循环以CO2气体为工质，超临界压力下的CO2气体经蒸汽换热器HRSG换热后在高压透平机2中膨胀发电， 之后依次经过高温换热器H3和低温换热器H4放热后分流， 流股28进入冷凝器1换热后进入压缩机1压缩， 再与压缩机2出口工质混合，共同进入高温换热器H3再进入蒸汽换热器HRSG中，构成循环。

(3) 太阳能供热系统

该系统主要包括光能聚焦、光热转换、热能传递。 利用槽式集热器吸收太阳光能传递给循环水，循环泵将加热后的水送入蒸汽换热器HRSG中，将热量传递给内外循环。

(4) LNG直接膨胀

LNG经泵流入冷凝器CD1中吸热， 再进入到冷凝器CD2中升温后进入透平机3膨胀发电，送入天然气管网中。

2 热力学模型的建立

采用Aspen Plus软件对联合循环系统进行模拟，为了便于计算，该模型需作以下假设：LNG由纯甲烷组成；环境和联合系统的热转换忽略；泵、压缩机以及膨胀机的等熵效率为定值；管路压降、热损均不计。 系统计算采用P-R方程，系统热力学模型如下：

式中：Q-热源释放的热量和冷源吸收的热量，kW；W-表示系统做功的多少，kW；m-表示质量流量，单位kg/s；H-表示焓值，单位kJ/kg。 下标in、out分别代表系统输入、输出，下同。

火用计算：

式中：E-进入系统或设备的火用值，kW；H-某状态下流体的焓值，kJ/kg；S-某状态下流体的熵值，kJ/(kg·K)；H0-标准状态下流体的焓值，kJ/kg；S0-标准状态下流体的熵值，kJ/(kg·K)。

系统的火用损失为：

式中：ED-系统火用损失，kW；Ein、Eout-系统输入、 输出火用，kW。

系统净功为：

式中：Wnet-系统净功，kW；WT1-内循环透平输出功，kW；WT2-外循环透平输出功，kW；WT3-直接膨胀透平输出功，kW；WP1-内循环加压泵耗功，kW；WP2-LNG泵耗功，kW；WC1-主压缩机耗功，kW；WC2-再压缩机耗功，kW。

热效率：

式中：ηth-系统热效率；Qin-系统输入热量，kJ。

火用效率：

式中：ηth-系统火用效率；Ein-系统输入火用，kW。冷火用回收效率：

式中：ηcold-系统冷火用回收效率；Ein-系统输入冷火用量，kW

3 分析与讨论

3.1 内循环卡琳娜循环

图2～图3分别表示了系统净功、 热效率随透平入口温度和氨质量分数的关系。 表1为设计工况下系统基本输入参数， 表2为初始参数下各状态点输出数据。 以主压缩机入口温度为31.1 ℃和透平入口压力为25 MPa为设计工况。 从图中可以看出，当氨质量分数不变时， 系统净功和热效率随透平机1入口温度的升高而增大，且增大趋势趋于线性；当透平入口温度不变时，系统净功和热效率随着氨质量分数的增大而增加。 分析如下：该设计工况下，系统中泵和压缩机的功率不随透平入口温度和氨的质量分数的改变而改变，耗电量为定值，当改变氨质量分数时，由闪蒸器出口进入到透平膨胀机入口的氨气的流量大小变化，质量分数增加，进入透平机的氨气流量增大，则透平机做功增大；当透平机入口氨气温度增加时，氨气的焓降值增加，从而进入到透平膨胀机的能量更多，做功也更多。 考虑到系统设备的火用损失，同时避免蒸汽换热器内温度交叉现象，选取最佳的透平入口温度（TITK）和氨溶液的氨质量分数（Xb）分别为180 ℃和0.75，此时，系统功率为Wnet-K=628.22 kW，热效率为ηth-K=39.13%。

图2 内循环透平入口温度和氨质量分数对系统净功的影响Fig. 2 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and ammonia concentration on system network

图3 内循环透平入口温度和氨质量分数对系统热效率的影响Fig. 3 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and ammonia concentration on thermal efficiency of system

表1 主要工况参数Table 1 Main operating parameters

图4 内循环透平入口温度和氨质量分数对系统火用效率及冷火用回收效率的影响Fig. 4 Effect of internal circulation turbine inlet temperature and the ammonia concentration on system exergy efficiency and cold exergy recovery efficiency

图4表示系统火用效率及冷火用回收率随透平机1入口温度和氨质量分数的关系。 从图中可以看出，当透平机入口温度不变时， 随着氨质量分数的增加，系统火用效率和LNG冷火用回收效率趋于线性增长；当氨质量分数不变时，系统火用效率和LNG冷火用回收效率随透平入口温度的增加而增大。 原因分析如下：LNG气化温度随氨质量分数降低而降低， 且当氨质量分数一定，透平机入口温度增加时，进入系统的热量与冷量也随之增加，但透平机做功功率的增大值大于冷量热量的增加值，因此系统火用效率及冷火用回收率逐渐增大。 同样，考虑到系统设备的火用损失，选取最佳的透平入口温度（TITK）和氨质量分数（Xb）分别为180 ℃和0.75，此时，系统火用效率为ηex-K=24.21%，冷火用回收效率为ηcold-K=63.52%。

3.2 外循环超临界CO2循环

3.2.1 外循环透平入口压力及入口温度对系统的影响

以主压缩机入口温度为32 ℃和透平入口温度为500～750 ℃为设计工况分析超临界CO2循环作为外循环的透平机入口压力对系统净功、 热效率以及火用效率的影响，如图5～图7所示。 从图中可以看出，当透平入口温度一定，系统净功、热效率和火用效率随着高压透平机2入口压力的增加逐渐增大。 当透平入口压力不变时，系统净功、热效率和火用效率 随着入口温度的增加而增大。 原因分析如下：当温度恒定时，增加透平机入口压力，透平机做功增加，而主压缩机和再压缩机也同时在工作，设备相应耗功也增加，但透平机做功增加的程度大于压缩机的耗功的增加量，因此系统净功、热效率、火用效率均呈上升趋势；而当透平入口压力一定时，增加高压透平入口温度，工质焓降值增加，高压透平机做功增加，因此系统净功、热效率、火用效率均呈上升趋势。 但是为避免蒸汽换热器温度交叉现象，透平机入口温度不能过高，因此选系统最佳入口温度和压力分别为TITs-CO2=700 ℃，Ps-CO2=35 MPa。

图5 外循环高压透平入口温度和压力对系统净功的影响Fig. 5 Effect of external circulation high pressure turbine inlet temperature and pressure on system net-work

表2 系统各状态点参数Table 2 Parameters of different states of the system

图6 外循环高压透平入口温度和压力对系统热效率的影响Fig. 6 Effect of external circulation high pressure turbine inlet temperature and pressure on system thermal efficiency

图7 外循环高压透平入口温度和压力对系统火用效率的影响Fig. 7 Effect of external circulation high-pressure turbine inlet temperature and pressure on system exergy efficiency

3.2.2 外循环主压缩机入口温度对系统的影响

以主压缩机出口压力为30 MPa和透平入口温度为500～750 ℃为设计工况分析超临界CO2循环作为外循环的透平机入口压力对系统净功、 热效率以及火用效率的影响，如图8～图10所示。 从图中可以看出，当透平入口温度恒定时，随着主压缩机入口温度的增加，系统净功也逐渐下降，系统热效率、火用效率也随之下降； 而当主压缩机入口温度恒定时，随着透平机入口温度的增大， 系统净功呈上升趋势，系统热效率、火用效率也呈上升趋势。 原因分析如下：当透平入口温度恒定时， 增加主压缩机入口温度，压缩机输出压力恒定，压缩机内部耗功会因入口温度升高而升高，出口温度也会升高，那么进入低温换热器内的冷源温度越高，换热器换热效率相应会降低；并且主压缩机入口温度的升高使得系统放热温度也相应较高，必然会影响到系统热效率，因此系统净功也会随着主压缩机入口温度的升高而下降。 所以，主压缩机入口温度应越低则效率越高，此时选取最佳入口温度为循环工质CO2的临界温度点31.1 ℃。

图8 高压透平入口和主压缩机入口温度对系统净功的影响Fig. 8 Effect of inlet temperatures of high-pressure turbine and main compressor on system net-work

图9 高压透平入口和主压缩机入口温度对系统热效率的影响Fig. 9 Effect of inlet temperatures of high-pressure turbine and main compressor on system thermal efficiency

图10 高压透平入口和主压缩机入口温度对系统火用效率的影响Fig. 10 Effect of inlet temperatures of high temperature turbine and main compressor on system exergy efficiency

3.3 系统火用损失分析

表3 各设备火用损失Table 3 Exergy loss of each equipment

根据以上对影响内外循环的参数分析，选取最佳参数值，计算出该工况下各设备的火用损失，如表3所示。 从表中看出，火用损失较大的设备为蒸汽换热器、冷凝器1和冷凝器2。 原因分析如下：相比较于系统内其它换热器如高低温换热器，换热过程中冷热流温度匹配较合理，热损失较少，而蒸汽换热器、冷凝器1和冷凝器2与进入系统内冷热源温度有联系，热量或者冷量利用率与系统需要的热量有关系，而不是首要考虑冷温度匹配，所以就存在了匹配不合理，热损失较大的问题。 因此应在传递给系统热量的同时，尽量综合考虑到温度匹配问题，避免较大的换热温差，进一步减少热损失，将能量利用到最大化。

4 结论

（1）在内循环卡琳娜循环中，当透平入口温度在120～220 ℃之间和富氨液的氨质量分数在0.5～0.8之间时， 增大透平机入口温度时， 系统净功、 热效率、火用效率和冷火用回收率均随之增大，且增加氨质量分数，系统净功、热效率、火用效率和冷火用回收率也分别随之增大。 同时考虑到设备热损失，存在最佳透平入口温度（TITK）和氨质量分数（Xb），分别为180℃和0.75。

（2）在外循环超临界CO2循环中，当高压透平入口温度在500～750 ℃之间和入口压力在20～36 MPa之间时，系统净功、热效率和火用效率随入口温度、入口压力趋于上升趋势，考虑到热损失，系统存在最佳透平入口温度和入口压力。 当主压缩机入口温度在31.1～45 ℃之间时，系统净功、热效率和火用效率逐渐下降， 因此主压缩机存在最佳入口温度， 为31.1℃。 则在最佳工况下， 系统最优。 净功Wnet=741.19 kW，热效率ηth=47.90%。火用效率ηex=30.45%，冷火用回收效率ηcold=83.56%。