详解纯CO2作为工质的零排放动力循环模拟

本节的目的是描述一个CO₂零排放的准联合循环，这个循环考虑了3.1节所描述CO₂热力学性质和冷却透平叶轮、叶片的准确数据。假设氧气由外部低温空气分离装置（ASU）提供，工质是纯净的CO₂。CO₂的多级压缩和膨胀存在两个主要问题：一是工作介质热力学性质计算和循环性能预测；二是高密气流在压缩机/透平中的详细研究以及它们对设计标准的影响（考虑相似性参数和机械的约束）。

这里讨论CO₂热力学压缩/膨胀过程，以及工作流体自身所造成的热效率下降和相关的损失（Yantovskyetal.，2002）。在这个半闭式CO₂循环的改进设计图中（见图3-2），循环布置了四个大型轴流/离心式压缩机（Ⅰ/Ⅱ/Ⅲ/Ⅳ压缩机）并在级间设有冷却器、两个燃烧室（CC1/CC2）、空气分离装置（ASU）、氧气压缩机（OXC）、回热式换热器（RHE）、三级透平（高压缸/中压缸/低压缸）。每级压缩后（I、II和III压缩机），经过级间冷却器后CO₂初始温度达T₁＝30℃。在此循环布置中，低品位热量（300～500kJ/kg，温度为140～160℃），可从压缩机冷却器提取并用于区域集中供热系统。

由于一个很小的温升（30～40℃），循环中未经冷却的CO₂流在最后一级的最大压力可达300～310bar。计算中，假设空气分离装置的总能耗等于780kJ/kgO₂。低压缸中，具有较高焓值的CO₂经膨胀，压力从P₁₀＝10bar至P₁₁＝P₁，这股气流在进入高压缸前后，可以通过再热器热量再热CO₂气体，如图3-2所示。中压缸的背压P₉＝40～60bar，循环的最小压力P₁＝1～5bar。

图3-2超临界CO₂零排放循环改进方案（Yantovskyetal.，2002）HPT/MPT/LPT—高/中/低压缸I/II/III/IVC—CO₂压缩机OXC—氧气压缩机 CC1、CC2—燃烧室ASU—空气分离装置RHE—再热器

为了获得良好的循环性能，即高热效率η_th和循环单位净功l_n＝N_e/m，压缩的燃料和氧气在燃烧室CC1和CC2进行燃烧，燃烧温度为T₈＝T₁₀＝1200～1450℃，效率_ηb＝0.98。为避免燃烧产物中含有除CO₂外的其他成分，假设燃料为纯碳（热值Q_L＝30MJ/kg）。气缸进口温度（TIT）范围要求必须在中压缸和低压缸前设置冷却系统，这很大地影响了透平的特性。循环中透平冷却气流ε_MP、ε_LP以及从循环中去除的CO₂量都取为与压缩机IIIC出口气流的比值（主气流百分比），如图3-3所示。相应的高压透平入口温度取决于回热器的运行状况和效率，取为T_HP＝550～850℃。上述条件是计算在透平机械和其他循环组件中能量转换过程效率的必要条件。

在CO₂性质的实际模型基础上，假定一个多变/等熵效率，就可能获得每级压缩机的压比、质量流量以及压缩/膨胀功和其他特性的终态参数。

Altunin和Gadetskii（1971）提出利用维里状态方程（EOS）对CO₂的压缩进行模拟。计算CO₂的性质和压缩机的性能时，应用VCD方法（GorskiandChmielniak，1993；Gorski，1997），理想气体模型和实际气体间存在巨大差异。在超临界压力下，预测最后两级压缩机能耗时不可忽略这些差异（压缩机III的误差大于20％，并且末级压缩机误差大于200％）。

图3-3 透平相对冷却流量图

CO₂压缩机总能耗主要取决于循环效率和初压P₁，见表3-3。假设末级压缩机（IVC）的等熵效率为η_TV＝080和其他级ηⅠ、ηⅡ、ηⅢ＝085。并且考虑了管道和换热器的压力损失（可达2％～3％的进口压力）。显而易见，CO₂气体的理想和实际模型间的最大差异，在于每级出口的最终温度和焓。

在每个单元的能量/质量平衡、节点的状态参数基础上，要建立完整循环模型。3.2节和3.3节提出的模拟工具和方法必不可少。

表3-3 压缩理想/实际CO₂气体压缩功对比

注：源自于Yantovsky et al，2002，获许发表。

①CO₂—理想气体c_p/c_v＝13。

②CO₂—实际气体，Altunin基本状态方程（Altunin and Gadetskii，1971）。

超临界氧离子传输膜零排放动力循环（ZEITMOP）具有非常高的压力和温度。在这些条件下，由于与非理想气体压缩和膨胀过程有关的实际气体影响，简单等熵压缩和膨胀不能使用理想气体模型。因此，必须分别对透平和压缩机的多变膨胀和压缩过程建立解析方程。

以下分析，通过维里状态方程得到CO₂热力学性质（AltuninandGadetskii，1971）和比热值c_p^id，计算公式如下：

式中，P_r＝P/P_c，…；b_ij、c_i为常数；P_c、T_c、ρ_c、z_c为临界点参数

所开发的计算机代码可以找出所有CO₂的补充和必要的数据。这些代码采用了计算基本规则（Walas，1985）用于气体性质，并用VCD方法（Gorski，1997）来改进气体性质数据。

透平冷却的条件与中压缸和低压缸对应的最大进口温度相关，并受循环有用净功和整体的循环性能限制。参考较早的工作，一组系统研究校核了这一问题（Yantovsky，1995；Mathieu，1998）。关于透平效率与相对冷却流量ε_MP、ε_LP之间关系的假设，有三种主要类型，我们分别进行了检验。方案A（比较理想的一种）：与Mattingly等（1987）发表的航空燃气轮机的近似数据一致。由这些数据形成的一套实际平均数据作为方案B。最后一个方案C，在较大冷却气流需求时，给出了透平效率下降相当悲观的预测。这些趋势如图3-4和图3-5所示。

图3-4 假定的高压缸/中压缸/低压缸效率变化图

图3-5 获得的CO₂闭式循环热效率与数据（Yantovskyetal，1995）的比较(www.xing528.com)

I—Yantovsky的早期数据（1995年）A1—较理想的透平冷却方案A和压力范围为1/10/40/300bar对应的数据A2—同上，但压力范围为2/10/50/300barA3—循环压力范围为3/10/60/300bar

显然，在系统单元的基本节点和伴随损失的特定条件下，随透平入口温度（T₈和T₁₀）变化，循环热效率和汽轮机净功率应表现出相应的最优值。从以前获得的各种高压缸/中压缸/低压缸变工况运行状况，模拟压缩过程附加效果以及上述冷却效果的数据中，我们检验了这种趋势。

基于这些信息、高压缸/中压缸/低压缸效率和方案A、B、C冷却流量，可以得出循环总体的性能。这些结果如图3-5～图3-8所示，其中的符号1～6以及（I）、（Ⅱ）、（Ⅲ）对应于表3-4和表3-5中的参数。A将得到的结果和Yantovsky等（1995）及Mathieu（1998）以前提出的数据比较，结果表明，在可比条件下，整体循环效率并不理想，如图3-5曲线I和A1所示。在图3-6，符号1～6为循环热效率η_th随单位净功率l_n的变化，kWs/kg。

显然（见图3-5～图3-8）最优的热效率和循环单位净功率出现在透平入口温度接近1350～1450℃时。这是由于叶片冷却流量增加导致的。

最低压力P₁对可达到的循环效率和汽轮机有用净功率有很大影响。此外，循环特定性能参数值取决于假定的透平效率和冷却流量，如图3-5和图3-8所示。

表3-4 用在图3-6循环模拟中参数的符号

表3-5 应用在循环模拟中的数据

注：1.∗假设的数据范围，～近似值，＃计算前不确定的值。

2.源自于Yantovsky et al.，2002，获许发表。

所得结果的范围考虑了需要在循环热力学性能和一些重要的流体力学条件之间寻找平衡的需求。人们可以看到，为了避免（在给定质量流量条件下）首级压缩机截面积以及末级透平截面积过大，最好取P₁＞1bar。同时，我们可以保持旋转叶轮机械部件在低应力范围并限制换热器的尺寸。

基于真实气体模型的超临界CO₂零排放系统的详细研究，对主要部件的设计参数和循环性能有很大的影响。

为了正确选取高压缸/中压缸/低压缸进口条件和循环最低压力，必须考虑冷却流量和相关的不可忽视的热损失及水力损失。

为了在CO₂准联合循环中获得较高的热效率和单位净有用功率，中压缸/低压缸的最佳进口温度应为1350～1450℃。

通过燃烧过程模型的简化，工作介质的假设（纯CO₂）可以对零排放动力系统性能进行很好的预测。一个有趣的未来发展趋势是通过O₂和CO₂对煤的无蒸汽气化过程，这时我们对纯碳燃料的假设就成为一个很好的近似。

此外，还应指出的是，这样一个封闭的循环能为区域集中供热系统提供大量有用的热量。据估计，载热工质温度在130～150℃时含热量接近500kJ/kgCO₂。从限制烟气的温度观点来看，这对城市热电联产是一个有吸引力的方案。

应用维里状态方程和VCD方法，可以更有效地计算高压设备膨胀/压缩过程，得到的结果与实验数据具有可比性（预测热力学性能的平均误差不超过08％）。

图3-6 热效率与单位净功率关系（案例B） （Yantovskyetal，2002，获许发表）

图3-7 热效率与循环最高温度关系（Yantovskyetal，2002，获许发表）

B1—对应的压力范围为1/10/40/300bar和透平冷却方案BB2—相同的冷却条件，但压力范围为2/10/50/300barB3—同上，但压力范围为3/10/60/300bar

图3-8 热效率与循环最高温度关系图（方案C） （Yantovskyetal，2002，获许发表）

C1—对应的压力范围为1/10/40/300bar和透平冷却方案C C2—同上，但压力范围为2/10/50/300bar C3—冷却方案C，压力范围为3/10/60/300bar