燃煤CO2发电系统两级压缩优化

刘广林，徐进良

（华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京市昌平区102206）

0 引言

电力能源是当前社会最重要的高品位能源之一，我国电能供应以煤炭汽轮机发电机组为主，而且在近期内不会发生根本性变化[1-2]，然而煤炭的大量使用导致环境和可持续发展等问题日益突出。

目前我国超超临界燃煤发电机组效率达47%，进一步提高效率面临材料瓶颈及降低污染物排放的需求。另外，随着新能源发电并网技术的突破，需要燃煤发电机组具有快速调峰能力。超高参数CO2（S-CO2）燃煤发电系统的循环工质CO2化学性质不活泼，降低高温部件对材料性能的要求及CO2物理性质使得膨胀机等主要设备尺寸大幅减小[3-5]。因此，S-CO2燃煤发电系统是一种具有潜在优势的新型发电系统。

目前，国内外学者针对CO2为工质的发电系统研究主要集中在太阳能和核能为热源的发电系统[6-11]，对燃煤热源发电系统的研究处于起步阶段，研究主要集中在系统优化、核心部件等方面。

文献[12]研究了再热再压缩发电系统的分流比对系统效率的影响，发现在相同参数下，CO2发电系统在效率上相对于水蒸汽发电机组具有一定优势；Mecheri等[13]采用π型炉开展了燃煤CO2发电系统研究，对二次再热和再压缩循环开展研究，发现汽轮机入口温度为620℃和压力为30 MPa时，理论分析得到系统效率可达47.8%。廖吉香等[14]研究了再压缩、部分冷却等5种循环的系统效率，发现再压缩及部分冷却循环系统效率最高，在高压时系统效率可达到45%；张一帆等[15]针对CO2发电系统采用分流再压缩和再热等形式，重点分析了分流比及主蒸汽参数等对系统效率的影响规律。

张一帆等[16]针对600 MW燃煤CO2发电系统中的换热器，重点分析了窄点温差对系统的影响和优化，建议窄点温差采用10℃；周奥铮等[17]针对1.5 MW超临界CO2发电系统向心透平进行研究，通过模拟发现主要性能指标参数均可达到设计值；赵新宝等[18]关注了CO2发电系统核心设备材料选型的问题，对不同材料的高温腐蚀性和高温力学特性开展研究。本课题组针对大型发电系统开展研究，得到CO2布雷顿发电系统的工质质量流量是燃煤水蒸汽发电系统的8倍左右，因此导致工质在设备及管道中压降增大和压缩机耗功较大；同时发现压缩机耗功占到膨胀机输出功的26%[19-21]。因此，将系统中压缩部分进行优化，对提高系统效率较明显。本文针对高参数SCO2燃煤发电系统二级压缩及内部冷却换热的问题进行研究，以压缩机总耗功最小和系统发电效率为主要评价指标，采用工程方程软件（Engineering Equation Solve,EES)进行建模分析。首先分析了常规二级压缩系统在不同主蒸汽压力参数和低压压缩机压比时压缩机耗功出口温度变化规律，进而提出优化改进系统，为S-CO2燃煤发电系统的热力学系统优化及应用提供参考。

1 燃煤CO2发电系统

燃煤S-CO2发电系统原理图如图1所示，本文针对压缩和冷凝部分进行优化研究，提出了两种循环系统，如图1中A和B虚线框所示。以常规A循环为例，发电系统工作原理为：CO2工质在燃煤锅炉（Coal Fired Boiler,CFB)中加热为高温蒸汽后进入膨胀机中做功，输出的轴功驱动发电机工作；CO2在膨胀机内膨胀后排出的低压高温蒸汽进入高温换热器(High Exchanger,HE)，在HE内与经高压压缩机(High Compressor,HC)压缩后的低温高压CO2蒸汽换热，再进入冷凝器中冷却至32℃；低温低压的CO2气体进入低压压缩机(Low Compressor,LC)中，排出的CO2气体再次进入冷凝器中冷却至32℃，最后进入HC中。经HC压缩的高压CO2气体进入HE加热后进入CFB中，完成一个封闭的布雷顿循环。

图1 燃煤CO2发电系统循环原理图Fig.1 Circulation schematic diagram of Coal-fired carbon dioxide power generation system

图2 为对应A循环过程的燃煤发电系统的TS图，膨胀和压缩是绝热非等熵过程，加热及冷却过程是等压，即压损忽略不计。图中3点和8点是高温换热器中冷热CO2流体出口温度，即存在中间换热过程。

图2 常规CO2发电系统循环T―S示意图Fig.2 Sketch map of T―S circulation of conventional carbon dioxide power generation system

对发电系统中压缩机耗功及出口温度等参数进行分析，提出了优化的压缩冷凝方案，即图1中B虚线框所示。通过将冷凝器C1放置在低压压缩机出口，与高压压缩机出口的CO2工质进行换热，热量由排放到外界变为再利用，理论上可提高系统效率。

2 计算模型及参数

首先分析燃煤发电系统常规A循环，以两级压缩耗功最小为主要评价指标，主要分析低压压缩机压比对压缩机耗功的影响，及膨胀机出口温度的变化趋势。在此基础上提出优化B循环，以系统效率为主要评价指标，对低压压缩机压比参数进行研究。

以燃煤发电系统A循环分析，膨胀机输出功Wt为CO2工质质量流量与膨胀机进出口点CO2焓差的乘积：

压缩机耗功Wc为CO2工质质量流量与压缩机进出口点CO2焓差的乘积：

CO2工质在换热器中的换热量Q为工质的质量流量乘以出口与进口的焓差：

系统效率定义为膨胀机输出功Wt与压缩机耗功Wc差值除以换热量Q：

压缩机压比x为压缩机出口点压力与进口点压力比值，本文中采用二级压缩，低压压比xl、高压压比xh、系统总压比x和理想条件下最佳压比xt公式及满足关系式：

式中：mwf为CO2工质质量流量；hin、hout为膨胀机或压缩机进出口点处的焓值；p4-p7为发电系统A循环中对应压缩机进出口点压力。膨胀机的效率取为93%，压缩机效率取为89%，换热器中窄点温差取10℃[19-20]。与环境冷却后，即系统中CO2温度最低为32℃，压力为7.9 MPa，假设CO2工质在系统设备及管道中无压力损失，忽略其他因素影响。

3 结果与分析

参照我国当前燃煤水蒸汽发电系统主蒸汽参数，分析CO2在膨胀机入口温度为600℃，压力为28 MPa、30 MPa及32 MPa时，压缩机耗功随低压压缩机压比的变化规律。从公式(4)中可以看出，在其他参数不变的条件下，压缩机耗功变小或寻求压缩机耗功最小值在理论上可以增加系统效率。

针对燃煤发电系统A循环，由于进入低压及高压压缩机的CO2温度和压力为确定值，因此压缩机总耗功只与压比有关，图3为两级压缩机总耗功随低压压比的变化规律。从图中可以看出，当主蒸汽压力压力为定值时，压缩机总耗功随着低压压比的增大，呈现先减小后增大的规律，即存在压缩机耗功最小值。当主蒸汽压力为30 MPa时，低压压比为1.66时，压缩机耗功达到最小值。因为随着压比的增大，低压压缩机耗功逐渐增加，而高压压缩机的耗功呈现持续减少的趋势，总的压缩耗功在两者的变化中存在最小值。

图3 压缩机耗功与低压压缩机压比的关系Fig.3 Power consumption of compressor vs.pressure ratio of low pressure compressor

同时可以看出，当低压压比恒定时，随着主蒸汽压力增大，压缩机总耗功整体呈现增加趋势。主要是因为主蒸汽压力增大后，导致发电系统在压缩过程中的总压比增加，因此在其他条件不变的情况下，压缩机需要消耗更多的功将CO2压缩到需求的压力值。

通过分析压缩机总耗功随低压压比的变化趋势，发现当压缩机耗功在最小值时，低压压缩机的压比比理想条件下小。因此，通过理论计算与模拟计算具体分析了不同主蒸汽压力下，实际条件与理论条件下压缩机耗功最小时的低压压比值。图4为CO2入口在膨胀机入口温度为600 ℃时，压力在26~36 MPa范围内变化时，压比随主蒸汽压力的变化规律。

图4 压比与主蒸汽压力的关系Fig.4 Pressure ratio vs.main steam pressure

从图4中可以看出，在相同的主蒸汽压力下，实际条件的压比小于理想条件时压比；随着主蒸汽压力升高，实际条件下压比呈现增加的趋势，但是差值呈现增大的变化趋势。主要原因是理想条件是在等熵状态下进行计算，而本文计算尽量趋近实际条件工况，即压缩机膨胀过程按照非等熵条件计算，取定相应的效率进行模拟计算。

压缩机出口温度参数是一个重要的影响要素，温度的变化范围是系统能否可以进一步优化的重要依据。图5为CO2在膨胀机入口温度为600℃时，不同压缩机入口压力下，压缩机耗功随低压压比的变化趋势。

从图5中可以看出，随着低压压比的增加，低压压缩机出口温度呈现增长趋势，而高压压缩机出口温度变化趋势相反；而且在不同的入口压力下，低压压缩机出口温度相同，高压压缩机出口温度随着压力的增大而增加。以膨胀机入口压力为30 MPa为例，低压和高压压缩机出口温度分别为45.9℃和49.6 ℃，模拟计算系统效率为44.1%。基于能量再利用和窄点温差，本文在A循环基础上提出了压缩和冷凝改进循环，如图1中B循环所示。

图5 压缩机出口温度与低压压缩机压比的关系Fig.5 Outlet temperature of compressor vs.pressure ratio of low pressure compressor

针对燃煤发电系统B循环，以系统效率为主要评价指标，分析了CO2在膨胀机入口温度为600℃，压力为30 MPa时，在不同的低压压缩机入口温度下，系统效率随低压压缩机压比的变化趋势，计算结果如图6所示，低压压比的取值同时考虑换热器进出口工质窄点温差，即最小为10℃。从图6中可以看出，系统效率随着低压压缩机入口温度的升高和低压压比的增大而增加，且最佳低压压比随着低压压缩机入口温度的增加而增加，当低压压缩机入口温度为160℃时，最佳压比为1.325，此时系统效率增加至46.2%，与理论分析一致。最佳低压压比小于同条件下A循环系统的低压压比，主要是因为将冷凝器C1改为换热器后，热量得到再次利用，从而改变了发电系统B循环最佳运行参数。

图6 系统效率与低压压缩机压比的关系Fig.6 System efficiency vs.pressure ratio of low pressure compressor

4 结论

1）常规冷却压缩二级系统，在主蒸汽参数恒定条件下，压缩机总耗功随着低压压缩机压比的增大，呈现先减小后增大的规律，即存在压缩机耗功最小值；当低压压比恒定时，随着主蒸汽压力增大，压缩机总耗功整体呈现增加趋势。

2）随着低压压缩机压比增加，低压压缩机出口温度呈现增长趋势，而高压压缩机出口温度变化趋势相反；而当主蒸汽参数不同但低压压比相同时，低压压缩机出口温度相同，高压压缩机出口温度随着压力的增大而增加。

3)针对高低压压缩机出口温度的变化规律，提出新压缩冷却循环流程，得到系统效率随着低压压缩机入口温度的升高和压比的增大而增加，且最佳低压压缩机压比随着低压压缩机入口温度的增加而增大。当低压压缩机入口温度为160℃时，最佳压比为1.325，系统效率为46.2%，相对常规系统，系统效率提高2.1%。