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基于CCHP系统燃机进气冷却改造的可行性分析

时间:2024-09-03

夏瑞青,王彦琳,付 荣

(北京京能未来燃气热电有限公司,北京 102209)

基于CCHP系统燃机进气冷却改造的可行性分析

夏瑞青,王彦琳,付 荣

(北京京能未来燃气热电有限公司,北京 102209)

针对燃气——蒸汽联合循环机组输出功率随环境温度升高而下降的问题,提出了一种对分布式CCHP系统低负荷运行制冷站改造的方法,将制冷站剩余容量用于燃气轮机进气冷却系统,并利用热水型溴化锂吸收式制冷机回收余热锅炉排烟余热制冷,以降低燃机进气温度。技术经济分析结果表明,该进气冷却系统具有明显的经济效益;温度变化对燃气轮机性能影响的分析表明,加翅片管式表面换热器的燃机进气冷却系统可使燃机进气温度下降15~20 ℃, 进气冷却至15 ℃可使燃气轮机机组年净增发电量约35 705 MW·h。

燃气轮机;进气冷却;余热利用;溴化锂制冷机

0 引 言

天然气分布式能源是指利用天然气为燃料,通过冷热电三联供(CCHP)等方式实现能源的梯级利用,综合能源利用效率可以达到75%~90%。但在高温地区和炎热季节,燃气轮机性能深受环境温度的影响,出力严重下降,效率也随之降低,机组调峰能力大大削弱[1]。环境温度升高,燃机进口空气密度下降,进气质量流量减小,致使吸入压气机的空气质量流量下降,机组的做功能力随之变小;压气机耗功与吸入空气温度成正比,即环境温度升高,燃气轮机净功减少。CCHP系统夏季制冷多采用溴化锂吸收式冷机与电制冷的联合运行方式,保证夏季冷网的安全、稳定运行。其中,溴化锂吸收式制冷利用余热锅炉排烟余热产生蒸汽或热水驱动溴冷机产生7 ℃冷水[2],因此可通过加装燃机进气翅片管表面式换热器,将部分冷水通过表面式空气冷却器冷却燃机入口空气,提高燃机调峰出力,并且该冷却方式可以深度利用排烟余热,降低排烟温度,提高机组联合循环效率,降低运行费用。对于基于CCHP方式的分布式能源项目,冷机设备投资均已计入预算,因此燃机进气改造并不会增大过多的改造投资。文章主要对某基于CCHP方式的分布式能源项目的燃气轮机采用冷网系统改造对进气进行冷却的可行性进行了探讨分析。

1 大气温度对燃气轮机的影响

由燃气轮机工作原理可知,当大气温度上升时,燃气轮机的出力明显下降[3]。通过对某E型燃气电厂全年数据采集分析,拟合出在燃机满负荷运行时,环境温度变化对燃机输出功率、压气机排气温度、压力,烟气流量和天然气耗量影响的线性关系式,见表1。从表1可知,除压气机排气温度、透平排气温度与环境温度成正相关外,其他均为负相关,燃机在环境温度小于3 ℃时已达到最大输出功率,因此各参数在环境温度小于3 ℃时均保持不变,与x=3时相同。由公式(1)可知压气机的耗功量Wc与吸入空气的热力学温度T1成正比,即大气温度升高时,耗功增大,进而造成燃气轮机的净出力减小[4]。

(1)

式中:ηc为压气机内效率;T1压气机进气温度;CP为空气比定压热容;k为绝热指数。

表1 各参数随环境温度变化线性公式

图1所示为燃机功率、压气机排气温度、排气流量、透平排气流量等随环境温度变化关系。由图可知:燃机输出功率随环境温度的升高大幅降低,燃机在环境温度小于4 ℃条件下实际运行时已达到最大出力173 WM,当环境温度升至36 ℃,燃机输出功率从173 WM降至143 WM,出力减小30 WM,降幅17.3%。燃机输出功率基本按0.95 MW/℃速率下降,燃机效率从35.22%降至33.95%。可见环境温度对燃机出力影响巨大。

图1 各参数随环境温度变化曲线

图2 北京地区某年某月逐日最高气温

图2为北京地区某年某月逐日最高气温,由图可知:6、7、8月份日平均高温分别31、33和31 ℃, 日最高气温分别为34、36和36 ℃。作为调峰机组的CCHP系统,显然在高温用电高峰期不能很好的起到调峰作用,要解决这个问题,必须对进气系统进行冷却改造。

2 燃机进气冷却系统

2.1 几种主要的进气冷却技术

(1)喷雾式蒸发冷却。直接将水雾化,喷入进气道中对进气进行冷却。

(2)表面冷却。通过换热器来冷却燃气轮机的进气。在燃气轮机的进气通道中安装鳍片管式换热器,管内流冷水,进气经过鳍片管外侧时被冷却。只要冷源有足够的制冷能力、换热器鳍片管有足够的传热能力,就可以将进气冷却到最佳进气温度,因此在炎热的地区采用这种冷却方式的较适宜。

(3)电制冷。采用燃气轮机或联合循环电厂自身所发出的电力,驱动氨基压缩式制冷机产生低温冷水,通过闭式循环回路送到燃气轮机进气通道内的鳍片管换热器中,来降低燃气轮机进气温度。

(4)冰蓄冷制冷。利用电网中夜晚低谷电的廉价优势,采用水冷式低温冷水机组制冷。低温冷水机组将冷冻液输入到大容量的蓄冷槽盘管中,产生大量的冰水混和物,供燃气轮机白天高峰发电时冷却进气。冷冻液也可输人到冷冻液一水热交换器的盘管中,产生5 ℃左右的冷水供燃气轮进气冷却[6]。

2.2 系统流程

冷网冷水制备系统如图3所示,通过在冷网供水母管加装一支路,将7℃的冷水作为燃机进气表面式换热器的冷源,降低燃机进气温度至15 ℃。 余热锅炉尾部烟道布置了扩大式省煤器,使排烟温度大大降低,通过低压省煤器再循环保证锅炉给水温度,外置式水—水换热器管侧水源取自低压省煤器出口150 ℃的高温水,被加热的120 ℃的壳侧水作为吸收式溴化锂冷水机组的驱动热源,维持冷机高效运行。制冷设备运行方式采用#1、#2吸收式溴化锂冷机并联运行、#1溴化锂冷机与#1离心式冷水机串联,同时离心式冷水机设置了旁路管线,在夜间低负荷下电制冷机组可采用间歇运行方式,避免能源浪费。

图3 燃机进气冷却系统图

3 燃机进气冷却系统效益分析

3.1 冷却温度的选择

选择进气温度首先要避免结冰,碎冰进入压缩机会引起严重的结构破坏。在穿过进气冷却翅片管之后,空气通常会变为饱和状态。假设空气被吸入压缩机入口的过程是一个由空气的焓转化为动能的绝热过程,这一过程中,空气的流动速度增加,而温度会进一步降低。当温度降到低于0 ℃ 时,就可能发生结冰现象。式(2)描述了空气流速和温度之间的变化关系。通常,空气由冷却装置出口进入压气机入口,温度会降低大约5 ℃,因此,为了避免结冰,进气温度至少要大于5 ℃。

(2)

式中:v可为空气的流速;g为重力加速度;cpa为空气的比定压热容。

文献[7]分析指出只有当大气温度高于37 ℃ 时,相对湿度才会对燃气轮机的性能产生明显的影响,所以在常规条件下可不考虑相对湿度的影响。鉴于本电厂冷负荷的实际运行情况,本文设计将燃机进气冷却至15 ℃为目标,进行计算与分析。

3.2 气象数据分析

图4为北京地区某年日平均气温>15 ℃的天数在各月份中的分布情况,如图可知,4月~9月日平均气温普遍高于15 ℃,而其它月份的气温则比较低。因此,假设进气冷却装置只在4月~9月运行, 共计193 d。

图4 逐月日平均气温>15 ℃的天数分布

3.3 制冷负荷的估算

冷负荷的大小就是冷却水与湿空气换热时使湿空气温度降低而带走的热量。湿空气由干空气和水蒸气组成,所以冷负荷由显热和潜热两部分组成。

根据气象资料提供的干球温度和相对湿度,冷负荷显热部分Qs,由式(3)计算:

(3)

式中:Va燃机进气的体积流量,m3/s;va空气的比体积,m3/kg;cpa空气的比定压热容,kJ/(kg·K);ta空气的干球温度,℃;ti进气温度,℃。

当选定的燃气轮机进气温度低于露点温度时,湿空气中将有水凝结析出,此时,冷负荷潜热部分Qq,由式(4)计算:

(da-di,s)cpwtin}

(4)

式中:da为空气的含湿量,kg/kg;cpv为水蒸气的比定压热容,kg/(kg·K);r为0 ℃水的蒸发潜热,kJ/(kg·K);di,s为进口温度下饱和空气的含湿量,kg/kg;cpw-为水的比定压热容,kg/(kg·K)。

当选定的燃机进气温度高于露点温度时,冷负荷潜热部分Qq可由式(5)计算:

(5)

制冷机冷负荷Q等于冷负荷显热部分Qs与冷负荷潜热部分Qq之和,即:

Q=Qs+Qq

(6)

图5 各月逐日平均所需冷量

图5所示为4~9月逐日平均进气所需冷量。由图可知,随着时间的推移,进气冷却所需冷量随环境温度变化出现先增加后降低的趋势,7月份达到最大值,平均每小时耗冷量约7MW,为4月平均每小时耗冷量的5.6倍。

3.4 燃机进气冷却系统效益分析

对于一个具体的燃气轮机冷热电联产项目,需要综合考虑当地气象条件、机组的实际性能、当地燃料和用电价格等各种因素,作出详细的技术经济分析才能判定进气冷却技术是否可行。表2所示为天然气成分,以下为相关设备参数。

表2 天然气成分

E型燃机设计参数:最大负荷173MW排气温度543 排烟质量流量548.98kg/s天然气流量 9.62kg/s,压气机在基本负荷下的压比11.7。

溴化锂制冷机参数:制冷量7.034MW,冷水供回水温度13/8 ℃,冷水量120 8m3/h。离心式冷水机功率1.318MW,制冷量7.032MW,冷水进出口温度8/3 ℃,流量120 4m3/h。

冷却方式产生的额外压降一般在50~300Pa之间,因压降导致的功率降低远远小于因温度降低而增加的功率,因此在实际计算中忽略此项[8]。燃气轮机配置进气冷却后年度净收益可以用式(7)表示:

PN=(ΔWPe-ΔGfPf)H-CEQ/n-PM

(7)

式中:PN为年净收益;ΔW为因温降而增加的发电量;Pe为上网电价;ΔGf为因温降每小时增加的燃料消耗量;Pf为燃料价格;H为冷却系统年运行小时数;CEQ为设备总投资;n为为冷却系统使用寿命;PM为进气冷却每年的运行和维护费用。

为便于实际结果的计算比较,本文假设条件如下:电价0.8元/kWh,工业天然气价格3元/Nm3,改造投资金额500万元,运行年限10年 维护费用30万/年,4月~9月全天运行。

图6 各参数随冷却温度的变化曲线

图6为年净收益、投资回收期、日均最低运行小时数随冷却温度的变化曲线,年净收益随冷却温度的升高成线性负相关的趋势,在冷却温度<15 ℃ 时,斜率基本维持在-25.5,即冷却温度每减小1 ℃,年净收益增大25.5万元,当冷却温度>15 ℃时,斜率值在逐渐增大,说明冷却温度每增大1 ℃,年净收益增幅成减小趋势,主要原因在于冷却温度增大,环境温度与冷却温度间的差值在逐渐减小,使得进气冷却设备投运时间大幅减小所致。日均最低小时数表示进气冷却装置在选定的冷却温度下,满足年净收益为正值的日平均最少运行时间,通过日均最低运行小时数的限定条件可适当选取当日冷却设备投运时间以确保与冷网大负荷运行时不发生冲突,并且使冷却系统运行产生最佳效益。另外,从投资回收期的变化趋势可知,冷却温度≥19 ℃是不可取的,因为此时的回收期年限已为10.4年,超出设定的期限10年。回收期曲线的斜率为递增趋势,显然选取较高的冷却温度不经济,对于冷却温度≤15 ℃的斜率变化幅度较小,可作为确定冷却温度适宜区域。

图7 不同电价年净收益曲线

图7为不同电价下,年净收益随冷却温度的变化,电价越高年净收益越好,冷却温度=15 ℃时,pe=0.9的年净收益要比pe=0.8大357万元,而冷却温度=17 ℃时,相差280万元,降幅22%,可见年净收益随着选取冷却温度的逐渐增大,电价差异所带来的增幅在逐渐被削弱,主要原因在于冷却温度高造成进气冷却设备运行时间少所致。

图8 年净增出力与净增耗气量变化曲线

图8为进气冷却设备运行,燃机年净增出力与年净增耗气量随冷却温度的变化曲线,如图可知,曲线斜率的变化趋势与年净收益相同,随冷却温度的减小,呈逐渐增大趋势。在冷却温度为15 ℃ 时,燃机年净增出力为35 705 MW·h,年净增耗气量为8 792 340 Nm3/h,创造产值为496万,设备投资回收期约为1年。

4 结束语

燃气轮机冷热电联产系统的性能很大程度上受到环境空气温度的影响,采用燃气轮机进气冷却技术可以明显提高系统的发电功率和发电效率,从而提高系统的经济效益。对于冷热电联产系统制冷站在具有较大余量的情况,可选择通过冷网改造实现燃气轮机进气冷却,提高冷网运行性能,同时促进机组整体性能的提高。在北京夏季典型月逐日气象条件下,通过对E型燃机冷却技术经济分析显示,与不采用进气冷却装置相比,冷却温度为15 ℃时,燃机全年净增发电量35 705 MW·h,年净增耗气量为 8 792 340 Nm3/h,在一定程度上提高了CCHP系统运行的灵活性和经济性。

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Feasibility Analysis on Gas Turbine Inlet Air Cooling Reconstruction about CCHP System

XIA Rui-qing, WANG Yan-lin, FU Rong

(The Future of Beijing Beijing Gas Power Co., Ltd. Beijing 102209, China)

For the problem of Gas-Steam combined cycle unit output power decreasing at higher ambient temperatures, a reconstruction method of the distributed CCHP system lithium bromide refrigeration station running at low load is proposed, the remaining capacity of the cooling station is used for a gas turbine intake air cooling system. Hot water type lithium bromide absorption refrigerator use waste heat recovery of boiler flue gas to reduces the gas turbine intake air temperature. Technical and economical analysis results indicate that the intake air cooling system has significant economic benefits. Analysis of the performance of the gas turbine affected by ambient temperature changes showed that, intake air cooling system allows the gas turbine intake air temperature dropped by 15~20 ℃ using fin-tube heat exchanger, the gas turbine unit annual generating capacity increase about 35 705 MW·h when the intake air temperature is decreased by 15 ℃.

Gas turbine;Intake Air Cooling;Waste heat utilization; Lithium bromide refrigerator

2015-05-10

2015-05-27

夏瑞青,京能未来燃气热电有限公司。

10.3969/j.issn.1009-3230.2015.06.009

TU831.37

B

1009-3230(2015)06-0041-06

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