兆瓦级超临界二氧化碳再压缩布雷顿循环发电系统特性分析-电子发烧友网

引言

目前，传统的发电行业正在经历转型升级，如何高效、清洁地利用好能源已成为业界学者和相关研究机构共同关注的焦点问题。超临界二氧化碳（以下简称SCO2）布雷顿循环作为一种前沿的发电技术，具有诸多优势[1-2]，这使得SCO2布雷顿循环在火电、核电、船舰动力以及太阳能发电等领域具有广阔的工程应用前景。很多学者都对SCO2布雷顿循环发电系统开展了广泛的研究，早在20世纪60年代，美国的Feher[3]和意大利的Angelino等人[4]就对以SCO2为工质的循环性能展开了相关研究。2002年，麻省理工学院Dostal等人[5]提出了一种基本的SCO2再压缩循环，该循环在简单回热布雷顿循环的框架上增加了一个回热器及一台再压缩机，进而解决回热器的夹点问题[6]并提高整个系统的循环效率。西安热工院张一帆等人[7]对SCO2再压缩再热火力发电系统的关键参数进行了研究，结果表明，SCO2再压缩布雷顿循环系统存在最优的压缩机进出口压力和分流系数的耦合关系，使得循环效率最高。为了进一步分析热力参数和部件特性对循环系统的影响，本文建立了兆瓦级SCO2再压缩布雷顿循环的计算模型，研究了透平入口温度、主压缩机进口参数、循环压比对循环热效率的影响。

1 SCO2再压缩布雷顿循环系统简介

图1为SCO2再压缩回热循环的系统示意图，它是由一台主压缩机Mc、一台再压缩机Rc、一台透平T、一套发电机+齿轮箱、一个冷却器C、一个热源H、一个高温回热器HTR和一个低温回热器LTR组成。图2为SCO2再压缩循环对应的温熵图，从透平出口排出的二氧化碳工质先经过高温回热器（6—7）和低温回热器（7—8）放热。在低温回热器出口分成两路，其中一路二氧化碳直接被再压缩机压缩成高压状态（8b—3b），另一路二氧化碳经过冷却器冷却后（8a—1）被主压缩机压缩（1—2），而后在低温回热器中被加热至再压缩机出口工质温度（2—3a），然后两路二氧化碳工质经过混合，在高温回热器（3—4）和热源吸热（4—5），最后流入透平做功（5—6），完成一个再压缩回热循环[8]。

2 兆瓦级SCO2再压缩布雷顿循环特性分析

2.1 计算模型搭建

本次分析中所涉及的热力学模型是基于文献[5]建立的。为了简化系统的数学模型，做了相应的假设，所涉及的具体公式如下：

定义循环压比，即主压缩机总静压比πMc：

低温回热器LTR最小回热器端差为ΔT，回热器冷端温度满足以下关系：

低温回热器LTR的回热效率εLTR和高温回热器HTR的回热效率εHTR分别为：

式中：qH为循环比吸热量；qC为循环比放热量；x为分流比；wT为透平输出比功；wMc为主压缩机消耗比功；wRc为再压缩机消耗比功；h为比焓；ηT为透平等熵效率；ηMc为主压缩机等熵效率；ηRc为再压缩机等熵效率；ηth为循环热效率；S为比熵；P为压力；T为温度；下标状态点位置如图1所示。

本次分析采用规划求解方法，以循环热效率ηth为优化目标进行迭代运算，所得循环热效率ηth均为对应参数下的最大值。

2.2 SCO2再压缩布雷顿循环热力参数特性分析

透平进口温度T5决定着循环运行温度的上限，主压缩机进口温度T1决定着循环的冷却情况，透平进口压力P5（与主压缩机进口压力P1和循环压比πMc有关）决定着循环运行压力的上限[8]。表1给出了对比分析所需的循环参数。

在循环压比πMc为3、透平进口温度T5为600℃的情况下，图3比较了5种主压缩机进口压力P1下循环热效率ηth与主压缩机进口温度T1间的关系。在主压缩机进口压力P1不变的情况下，系统的最低放热温度随着主压缩机进口温度T1的升高而升高，循环热效率ηth呈递减的趋势；在主压缩机进口温度T1相同的情况下，随着主压缩机进口压力P1的升高，透平的等熵焓降相应增大，压缩机的等熵焓升有所减小，在同样的输出功率下，循环所需的工质流量与吸热量均有所下降，所以对应的循环热效率ηth呈现出递增的趋势。当主压缩机进口压力P1在8.2～8.6MPa这个范围内变化时，循环热效率ηth较高、差别较小，且具有较好的变工况适应能力。

在循环压比πMc为3、主压缩机进口压力P1为8.5MPa的情况下，图4比较了5种透平进口温度T5下循环热效率ηth与主压缩机进口温度T1间的关系。在透平进口温度T5不变的情况下，随着主压缩机进口温度T1的升高，循环热效率ηth呈递减的趋势；在主压缩机进口温度T1相同的情况下，随着透平进口温度T5的升高，系统的最高吸热温度有所提升，对应的循环热效率ηth呈现出递增趋势。从图中可以明显地看出，当主压缩机进口温度T1在30～36℃这个范围内时，循环热效率ηth的变化较为平缓；当T1高于36℃时，循环热效率ηth迅速下降。此外，为了保证循环中没有工质相变，且考虑到实际运行中可能出现的不同工况，在设计参数的选取过程中，主压缩机进口温度T1需要与CO2的临界温度有一定温差裕度，根据对比结果，本文认为T1在34～36 ℃这个范围内选取较为合适。

在主压缩机进口温度T1为35℃、进口压力P1为8.5MPa的情况下，图5和图6比较了透平进口温度T5（570～630℃）、循环热效率ηth与主压缩机总静压比πMc（1.8～4.5）三者之间的内在联系。从图5可以看出，在透平进口温度T5不变的情况下，随着主压缩机压比πMc的升高，透平的等熵焓降也会提高，当πMc在1.8～3.0之间变化时，热效率ηth迅速递增；当πMc在3.0～3.6之间变化时，热效率ηth平缓递增，并在πMc为3.6附近达到效率峰值；当πMc大于3.6时，热效率ηth开始逐渐递减。从图6可以看出，在同样的πMc下，透平进口温度T5越高，热效率ηth越好；而随着πMc的升高，对应相同透平进口温度T5下循环热效率ηth的差异也在不断减小。

在冷源确定的情况下，其热效率提升的瓶颈通常取决于系统的平均吸热温度。为了保证高温部件的长期安全运行，就需要选取合适的高温材料。文献[9]表明，在超高温高压的条件下，SCO2循环关键部件的选材仍需进一步研究。本文认为透平进口温度T5在600～620℃之间、主压缩机总静压比πMc在3.0～3.3这个范围内选取较为合理。