中型郵輪柴油機余熱回收系統性能研究

鄭 雄，甘念重，徐 立，熊 超，王昕宇

(武漢理工大學 能源與動力工程學院，湖北 武漢 430063)

船舶在航行過程中會產生大量的能源消耗，但由于能源不可能一次性得到充分利用，在船舶營運過程中便會附帶產生大量的余熱[1]。相關研究表明，船用柴油機燃油中的能量只有不到50%轉化為了有用的輸出功，而其余的熱量則以余熱形式散失(其中主要包括尾氣廢熱和冷卻廢熱)[2]。這部分能量損失巨大，如果能夠對其進行回收再利用將會實現節能減排，極大提高能源利用效率[3-5]。

1 船用柴油機余熱回收系統

本文研究對象為某中型郵輪用柴油機，環境溫度條件下該柴油機單機功率7 200 kW，產生的煙氣量為12 606 kg/h，出口溫度300 ℃。本節設計的有機朗肯循環余熱回收系統示意圖如圖1所示。

圖1 有機朗肯循環余熱回收系統示意圖

整個系統主要由蒸發器、過熱器、膨脹機、冷凝器以及工質泵組成，其中1-2-3為船舶主機排氣線路，4-5-6-7-8-4為有機工質循環線路。循環系統在設計和進行熱力學計算過程中，對工質泵機械效率、蒸發器和過熱器換熱效率以及膨脹機等熵效率進行了考慮，其中工質泵機械效率(ηp)為0.95，蒸發器換熱效率(ηe)以及過熱器換熱效率(ηsh)均為0.8，膨脹機等熵效率(ηex)為0.8。循環系統的冷凝溫度為36 ℃，考慮到柴油機排氣經換熱器換熱后，若溫度過低，則廢氣中含有的硫元素會造成低溫腐蝕，因此為避免該情況，排氣末溫為100℃。

2 ORC余熱回收系統數學模型

1)換熱器。如圖1所示，系統中換熱器由蒸發器和過熱器組成，有機工質先進入蒸發器中通過吸收熱量成為飽和蒸汽，隨后進入過熱器中被加熱成為過熱蒸汽。主機排氣和有機工質采用逆流換熱的方式，高溫煙氣首先進入過熱器進行換熱，然后進入蒸發器進行換熱。將換熱器中的加熱過程當做等壓過程，則換熱器換熱量Q：

Q=ηqmex(h1-h3)=qmg(h6-h4),

(1)

式中，η為換熱器換熱效率；qmex為煙氣質量流量；qmg為工質質量流量；h1和h3分別為煙氣進出口換熱器比焓；h4和h6分別為工質進出口換熱器比焓。

工質分別在蒸發器內的換熱量Qe和過熱器中的換熱量Qsh如下：

Qe=ηeqmex(h2-h3)=qmg(h5-h4),

(2)

Qsh=ηshqmex(h1-h2)=qmg(h6-h5),

(3)

式中，h2為煙氣經過過熱器換熱后的出口比焓；h5為有機工質經過蒸發器換熱后的出口比焓。

2)膨脹機。由過熱器加熱過后的氣態有機工質進入膨脹機通過膨脹對外做功，膨脹機對外輸出功W：

W=qmg(h6-h7)=qmgηex(h6-h7s),

(4)

式中，h7為膨脹機出口工質比焓；h7s為等熵膨脹后膨脹機出口工質比焓；ηex為膨脹機等熵效率。

3)冷凝器。經過膨脹機膨脹過后的有機工質進入冷凝器被冷凝成為低壓液態工質，在這個過程中循環工質放熱量Qcon：

Qcon=qmg(h7-h8),

(5)

式中，h8為冷凝器出口工質比焓。

4)工質泵。冷凝器出口的低壓液態有機工質在經過工質泵后被加壓形成較高壓力的液態工質后，進入蒸發器進行換熱。工質泵功率Wp如下：

(6)

式中，p4和p8為工質泵工質出口和進口壓力；ηp為工質泵機械效率；ρ8為工質密度。

5)ORC系統熱效率ηorc：

(7)

式中，Wnet為系統輸出功率。

3 模擬結果

3.1 循環流量對系統性能影響

針對R134a有機工質，計算在不同蒸發壓力下，工質流量對系統輸出功率以及循環效率的影響。首先，需要結合排氣釋放能量以及工質熱力學性質確定循環流量的范圍，其具體計算方式如式(8)～(9)所示。

(8)

(9)

式中，qmmin為循環工質的最小質量流量；qmmax為循環工質的最大質量流量；h6,max為工質在當前蒸發壓力下最大許用溫度對應的比焓；h6,e為工質在當前蒸發壓力下飽和蒸汽對應的比焓。

由式(8)、(9)可知，在煙氣進出口參數以及工質進蒸發器參數已知的情況下，循環工質的最大流量與最小流量受工質飽和蒸汽狀態比焓以及工質最大許用溫度對應比焓影響。R134a最大許用溫度下工質壓力與比焓關系如圖2所示，R134a最大許用溫度為455 K，此時，隨著壓力增大，循環工質的比焓逐漸減小，且幅度不大，由式(8)計算可得出循環工質最小流量值隨壓力變化不大，維持在比較接近的值。圖3為R134a飽和蒸汽狀態工質壓力與比焓的關系，由圖3知，此時工質的比焓隨壓力的增大先增大、后減小，由公式(9)可知，此時工質流量隨壓力變化趨勢為先減小后增大。

圖2 R134a最大許用溫度下工質壓力與比焓關系

圖3 R134a飽和蒸汽狀態工質壓力與比焓關系

在確定循環流量的變化范圍之后，便可得出在不同蒸發壓力下循環流量與系統輸出功率以及循環效率的變化關系。圖4為不同壓力時，循環質量流量與輸出功率關系；圖5為不同壓力時，循環質量流量與效率關系。由圖4與圖5可知，在不同蒸發壓力下，系統輸出功率與循環效率隨著工質質量流量的變大，均為先增大后減小的趨勢。當蒸發壓力不超過3 MPa時，系統輸出功率與循環效率的變化趨勢都相對平緩，并且在循環流量最大與最小處所得值基本相同，均與各自的最小值相差不大。當蒸發壓力大于3 MPa時，隨著蒸發壓力的變大，工質質量流量的范圍也隨之增大，由此可見，系統輸出以及循環效率的最小值在工質質量流量最大處取得。同時，隨著蒸發壓力的升高，系統輸出功率以及循環效率的最大值的位置處于不斷左移的狀態，即隨蒸發壓力的增加，取得最大功率與效率所對應的流量值在不斷減小。由圖4及圖5得出，系統最大輸出功率為96.2 kW，最大效率為12.2%。

圖4 不同壓力時，循環質量流量與輸出功率關系

圖5 不同壓力時，循環質量流量與效率關系

3.2 蒸發壓力對系統性能影響

由3.1節分析可知，系統達到最大輸出以及最大效率所對應的質量流量范圍在3.0～3.5 kg/s，為研究蒸發壓力對系統性能影響，在本部分研究中選取系統循環質量流量為3 kg/s進行相關計算分析。圖6為蒸發壓力與蒸發溫度的關系，每一個不同的蒸發壓力對應著不同的蒸發溫度，在壓力范圍內蒸發溫度與蒸發壓力呈正相關。

圖6 蒸發壓力與蒸發溫度的關系

圖7為蒸發壓力與系統輸出功率的關系，圖8為蒸發壓力與循環效率的關系。

圖7 蒸發壓力與系統輸出功率的關系

圖8 蒸發壓力與循環效率的關系

在蒸發壓力由1.0 MPa增加至4.0 MPa的過程中，系統輸出功率與循環效率均為單調遞增，且斜率不斷減小。系統輸出功率以及循環效率呈上升趨勢的原因是隨著蒸發壓力的不斷升高，蒸發溫度也處于不斷升高的趨勢，則進入膨脹機的有機工質的焓值就會更高，膨脹機前后焓差會更大，則輸出功率與循環效率會不斷上升。由于工質的蒸發壓力不斷上升，所消耗的泵工也會不斷地增加，所以系統輸出以及循環效率隨蒸發壓力的變化并非正比關系，而是增長速度不斷減慢的趨勢。

3.3 煙氣末溫對系統性能影響

結合所設計的有機朗肯循環系統，分析不同蒸發壓力下，煙氣經過換熱器換熱后的末溫變化對循環效率的影響，根據該郵輪主機排氣溫度及質量流量參數，設定排氣末溫為100 ℃、150 ℃、200 ℃和250 ℃，分別在蒸發壓力為2 MPa、3 MPa和4 MPa的情況下，計算工質流量范圍，并分析循環效率的變化趨勢。

圖9為蒸發壓力不同時，不同煙氣末溫對循環效率的影響。通過對比可知，蒸發壓力一定的情況下，在不同煙氣末溫所對應的循環質量流量范圍內，循環效率的變化趨勢均為先上升后下降。隨著煙氣末溫的不斷降低，循環效率趨勢線呈現不斷右移的趨勢，這是由于煙氣末溫在降低時，煙氣進出口溫差會不斷增大，此時煙氣換熱量也會不斷增大，此時工質的循環質量流量也會不斷地增加來實現與煙氣更有效的換熱，所以煙氣末溫不斷降低會使得循環質量流量的趨勢線不斷向右移動，并且系統的輸出功率會隨之上升。同時，可以看出在同一蒸發壓力下，不同煙氣末溫所對應的效率最大值與最小值基本相同。

分析在相同煙氣末溫的情況下，不同蒸發壓力對循環效率的影響，由圖9可看出，蒸發壓力從2 MPa增加到4 MPa的過程中，在有效循環流量范圍內，循環效率呈現不斷增大的趨勢，并且取得循環效率最大值所對應的循環質量流量處于不斷減小的趨勢。因此，在改變煙氣末溫的情況下，需要得到此時系統的最大循環效率，只需要調節系統工質質量流量即可。

圖9 蒸發壓力不同時，不同煙氣末溫對循環效率的影響

4 結束語

以R134a為循環工質，根據主機煙氣參數，研究表明，該系統輸出功率的最大值為96.2 kW，最大循環效率為12.2%。在相同蒸發壓力的情況下，系統輸出功率和循環效率隨工質質量流量的增加呈現先增加后減小的趨勢。隨著蒸發壓力的升高，余熱回收系統的輸出功率以及循環效率不斷上升，并且取得最大值所對應的工質質量流量越來越小。煙氣進出換熱器的前后溫差變化對循環效率變化趨勢以及循環效率最大值、最小值影響不大，隨蒸發壓力升高，不同煙氣末溫對應的最大循環效率越來越趨近對應循環流量區間的最小流量值。