漁船柴油機余熱利用系統設計與熱力學分析

劉業鳳，羅勇輝，張華

（200093 上海市 上海理工大學 能源與動力工程學院）

0 引言

在碳中和與碳達峰的背景下，船舶航行中主機的節能減排需求十分迫切。對于效率接近50%的低速船用發動機，廢氣中的熱量約占總廢熱的50%，即燃料能量的25%[1-3]，因此充分利用排放煙氣中的廢熱可有效提升能源利用率和減少碳排放。船舶主機排氣溫度范圍通常在250～600 ℃[4]，動力渦輪在此溫度范圍雖然有回收熱量的能力，但由于較大的體積和質量，不適合在漁船上使用。隨著溫度的升高，有機朗肯循環（ORC）的工質缺乏熱穩定性[5-6]。超臨界二氧化碳（S-CO2）循環與ORC循環等其它循環相比，S-CO2循環的運行效率高，結構緊湊，更適用于船舶余熱回收利用。此外，漁船捕魚期間漁獲的冷凍保存、食品保鮮以及生活淡水均可由此系統提供。有關研究中，Zhang 等[7]提出余熱驅動的發電和噴射式制冷系統，但缺少水淡化功能。本文提出一種在遠洋作業漁船上，采用CO2作為工質的余熱利用技術：結合S-CO2發電循環、跨臨界CO2制冷循環以及蒸餾法制取淡水系統，通過熱力學分析，模擬系統的特點和性能。

1 系統設計與工作原理

本文研究的船舶余熱驅動CO2超臨界發電、跨臨界制冷及制淡水循環系統原理圖如圖1 所示，系統循環過程在壓-焓圖上的表示如圖2 所示。該系統以船舶柴油機排氣廢熱作為熱源，以自然環保的CO2作為工質，組成封閉的余熱利用循環系統，可為船舶同時輸出電能、冷量和淡水。

圖1 船舶余熱驅動CO2 超臨界發電-跨臨界制冷及制淡水循環系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of S-CO2 power cycle,T-CO2 refrigeration and seawater desalination system driven by waste heat

圖2 船舶余熱驅動CO2 超臨界發電-跨臨界制冷及制淡水循環過程在壓-焓圖上的表示Fig.2 The p-h diagram of combined system using CO2 as working fluid for the waste heat utilization

系統包括4 個循環：超臨界發電循環、制淡水循環、跨臨界制冷循環和載冷循環。各個循環工作過程如下：

（1）超臨界發電循環：柴油機排出的高溫煙氣進入熱量回收器，超臨界CO2在熱量回收器吸熱后（狀態點1）進入膨脹機內膨脹發電（狀態點2），所發的電可用于驅動系統的高壓壓縮機、中壓壓縮機、低壓壓縮機，以及其他泵和風機。膨脹做功后的超臨界CO2（狀態點2）在回熱器1 內加熱來自高壓壓縮機出口（狀態點8）的超臨界CO2。加熱后的超臨界CO2（狀態點9）進入熱量回收器內繼續吸收來自船舶高溫煙氣中的熱量后（狀態點1）進入膨脹機發電，完成超臨界CO2發電循環。

（2）制淡水循環：采用蒸餾法進行海水淡化。海水經過濾器過濾后由海水泵1 輸送至氣體冷卻器預加熱至海水蒸發溫度，經過布液器噴灑至流動著CO2工質的橫管中進行降膜蒸發。裝置內保持80%真空度時，對應海水蒸發溫度為60℃。水蒸氣在海水淡化裝置上端冷凝成淡水，經鹽度計檢測合格的淡水由凝水泵輸送至淡水箱，不合格的淡水再度噴灑蒸發后冷凝至合格。冷凝淡水的冷源是經海水泵2 提供的海水。熱源是混合器1 出口的CO2工質（狀態點4），由回熱器1 出口的CO2（狀態點3）和跨臨界制冷循環中壓壓縮機出口的CO2（狀態點25）混合而來。自海水淡化裝置出來后的CO2（狀態點5）進入氣體冷卻器內冷卻（狀態點6），在分流閥1 處分流成2 路：一路流至超臨界發電循環回路（狀態點7），進入上述超臨界發電循環；另一路（狀態點10）經過過冷器被海水冷卻后流至跨臨界制冷循環回路進行制冷。

（3）跨臨界制冷循環：包括4℃食品保鮮庫的制冷循環和-40℃速凍庫的制冷循環。來自過冷器（狀態點11）的CO2首先在回熱器2 內被冷卻（狀態點12），然后再經膨脹閥1 節流降壓進入氣液兩相區（狀態點13），接著進入氣液分離器。在氣液分離器里，從底部流出的飽和液體（狀態點14）在分流閥2 處分流成2 路：一路流向蒸發器（狀態點20）進行蒸發制冷，為食品保鮮庫提供冷量；另一路流向速凍庫（狀態點15）的液體繼續經節流閥2 再次節流至更低壓力（狀態點16），再進入蒸發冷凝器進行更低溫度的蒸發制冷，為速凍庫提供冷量。自蒸發冷凝器出來的飽和氣體（狀態點17）經吸氣管產生過熱（狀態點18），接著進入低壓壓縮機內被壓縮至與蒸發器出口相同的壓力（狀態點19），然后在混合器2 中與來自蒸發器的飽和氣態工質（狀態點21）混合后（狀態點22）進入氣液分離器。自氣液分離器出來的氣體CO2（狀態點23），首先進入回熱器2 吸熱（狀態點24），然后進入中壓壓縮機被壓縮至與混合器1另一進口（狀態點3）的相同壓力，最后進入制淡水循環。

（4）載冷循環：在食品保鮮庫的制冷循環中，采用水或乙二醇防凍液作載冷劑，把蒸發器產生的冷量以顯熱的形式送入食品保鮮庫；在速凍庫制冷循環中，由于溫度較低，采用低溫CO2液體作載冷劑，通過氣液相變換熱更加高效。CO2液體經CO2屏蔽泵在速凍庫內蒸發吸熱釋放冷量，蒸發產生的CO2氣體進入蒸發冷凝器吸收熱量被冷凝成液體進入儲液罐，然后CO2液體繼續進入速凍庫進行蒸發吸熱。

2 系統循環的熱力學穩態模型

2.1 假設條件

系統為穩態系統；膨脹機等熵效率80%，壓縮機的等熵效率為75%;忽略換熱器內的壓降；等焓節流；發電循環中，最低溫度和壓力在臨界點以上；制冷循環中，CO2在蒸發器和蒸發冷凝器出口是飽和氣態；海水溫度20 ℃；回熱器換熱溫差5 ℃；各循環回路混合和分流后質量流量保持不變；忽略泵功。

2.2 循環部件熱力學計算模型

基于假設條件，根據熱力學第一定律，對所有部件進行質量和能量平衡分析。

熱量回收器

壓縮機耗功

膨脹機發電量

式中：ti，to——壓縮機和膨脹機進出口溫度，℃；Pi，Po——壓縮機和膨脹機進出口的壓力，MPa；κ——比熱容比；Cp,exh——廢氣的定壓比熱，取值為1.046 kJ/（kg·℃）；mwf——S-CO2的質量流量，kg/s；mexh——廢氣的質量流量,kg/s；hi，ho——各部件入口和出口的比焓，kJ/kg；ho-isen——壓縮機或渦輪機出口處等熵過程的比焓，kJ/kg；ηC，ηT——壓縮機和膨脹機的等熵效率；WC——壓縮機的耗功，kW；WT——膨脹機發電量，kW；Qin——工質CO2從煙氣中吸收的熱量，kW。

2.3 性能分析

膨脹機發電量一部分用于驅動系統的高、中、低壓壓縮機，剩余部分為系統凈發電量，可為輔機等提供電能。系統凈發電量Wnet計算公式為

海水淡化熱量

淡水產量的計算公式

式中：WC,H——超臨界發電系統中的高壓壓縮機用電量，kW；WC,M——跨臨界制冷系統中壓壓縮機用電量，kW；WC,L——跨臨界制冷系統低壓壓縮機用電量，kW；Qd——提供給海水淡化的熱量，kW；m1——混合器1 出口的工質的質量流量，kg/s；h4，h5——CO2工質在海水淡化裝置進口和出口比焓，kJ/kg；d——淡水產量，t/d ；r——海水汽化潛熱，值為2 357 kJ/kg。

3 系統循環性能影響因素分析

以漁船普遍采用的W?rtsil? 6L45B 型船舶柴油機為例，主機參數見表1。混合器1 出口溫度設為62 ℃時，分析膨脹機入口壓力對循環工質CO2質量流量、制冷量、發電量和淡水產量的影響；膨脹機入口和出口壓力分別為14 MPa、8 MPa，分析混合器1 出口溫度對工質CO2質量流量、制冷量、發電量和淡水產量的影響。關鍵狀態點設計參數見表2。

表1 Wartsila6L45B 型船舶柴油機參數Tab.1 Parameters of Wrtsil 6L45B marine diesel engine

表1 Wartsila6L45B 型船舶柴油機參數Tab.1 Parameters of Wrtsil 6L45B marine diesel engine

3.1 膨脹機入口壓力對系統性能的影響

膨脹機入口壓力對發電循環、制冷循環的工質質量流量，以及發電量、制冷量和淡水產量的影響如圖3—圖6 所示。

圖3 膨脹機入口壓力對循環工質質量流量的影響Fig.3 Effect of inlet pressure of expander on mass flow

圖4 膨脹機入口壓力對發電量的影響Fig.4 Effect of expander inlet pressure on power generation

圖5 膨脹機入口壓力對制冷量的影響Fig.5 Effect of expander inlet pressure on refrigeration capacity

圖6 膨脹機入口壓力對淡水產量的影響Fig.6 Effect of inlet pressure of expander on seawater desalination

由圖3—圖6 可見，發電循環和制冷循環的工質質量流量、制冷量和淡水產量隨膨脹機入口壓力增加而減小，降幅逐漸減小；發電量隨膨脹機入口壓力增加而增大，增幅逐漸減小，最大增幅13.8%。這是因為制冷循環的工質質量流量減少，導致提供給保鮮庫和速凍庫的制冷量減少，提供給海水淡化裝置的熱量也將減少，淡水產量隨之減少。當膨脹機入口壓力為14 MPa 時，系統為船上-40 ℃速凍庫和4 ℃食品保鮮庫提供的冷量達到最大值，分別為76 kW 和667 kW，淡水產量也達到最大值8.42 t/d，膨脹機總的發電量為最低值549.16 kW，扣除本系統壓縮機耗電量，剩余的系統凈發電量為166.40 kW；當膨脹機入口壓力為20 MPa 時，系統凈發電量達到最高值259.75 kW，同時，為船上-40 ℃速凍庫和4 ℃食品保鮮庫分別提供70 kW和616 kW 的冷量，并制取淡水7.78 t/d。

3.2 混合器1 出口溫度對系統性能的影響

控制膨脹機入口壓力14 MPa 不變，改變混合器1 的出口溫度（狀態點4）也就是海水淡化溫度，模擬溫度變化對制冷回路工質質量流量、發電量、制冷量、淡水產量的影響，結果見圖7—圖10。

圖7 混合器1 出口溫度對循環工質質量流量的影響Fig.7 Effect of mixer 1 outlet temperature on mass flow

圖8 混合器1 出口溫度對發電量的影響Fig.8 Effect of mixer 1 outlet temperature on power generation

圖9 混合器1 出口溫度對制冷量的影響Fig.9 Effect of mixer 1 outlet temperature on refrigeration capacity

圖10 混合器1 出口溫度對淡水產量的影響Fig.10 Effect of mixer 1 outlet temperature on seawater desalination

從圖7—圖10 可以看出，混合器1 出口溫度對膨脹機發電量549.16 kW 沒有影響，對系統凈發電量、制冷量和淡水產量影響較為顯著。因為制冷壓縮機耗功隨制冷量變化，故系統凈發電量也變化明顯。隨著該溫度升高，制冷循環的工質質量流量增大，制冷量增大、淡水產量增加、凈發電量下降：制冷量最高增加113%，淡水產量增加最高28%，凈發電量最大降低19%。需要說明的是，為避免海水在換熱器表面結垢，故該溫度最高限制為70℃。當混合器1 出口溫度為60℃時，系統凈發電量達到最高值284 kW，系統為船上-40 ℃速凍庫和4 ℃食品保鮮庫提供的冷量分別為22 kW 和194 kW，淡水產量為5.25 t/d；當混合器1 出口溫度為64 ℃時，系統為船上-40 ℃速凍庫和4 ℃食品保鮮庫提供的冷量分別為150 kW 和1 311 kW，淡水產量12.75 t/d。由于中、低壓縮機冷量大導致的耗電量大，系統剩余的可輸出凈發電量僅為 6.70 kW。當混合器1 出口溫度繼續升高，膨脹機發電量將不能滿足制冷用電需求，需要外部供電。

綜合以上分析可以看出：發電量隨膨脹機入口壓力的升高而增加，制冷量和淡水產量則隨之減少；制冷量和淡水產量隨混合器1 出口溫度升高而增加，而系統凈發電量隨之減少。因此，可以通過控制膨脹機入口壓力和混合器1 出口溫度來靈活調節系統的發電量、制冷量和制淡水量。

這種靈活調節能量分配的優點非常有利于漁船不同航行階段的用能需求：（1）在漁船全速航行階段，系統以產出發電量為主，供輔機使用，減少燃油消耗。此時系統可輸出284.0 kW 的凈發電量。同時，又可為船上-40 ℃的速凍庫和4 ℃的食品保鮮庫分別提供22 kW 和194 kW 的冷量，用于儲存肉類食品、保鮮蔬菜或艙內空調；（2）在漁船到達目標海域進行捕魚作業階段，船舶無需全速航行，系統以產生冷量為主，用于漁獲的速凍及儲存。此時系統可為船上-40 ℃的速凍庫和4 ℃的食品保鮮庫分別同時提供150 kW和1 311 kW的冷量，同時還有6.7 kW 的凈發電量輸出。漁船在作業海域進行捕魚時，提供較大的冷量，可以減少補給次數，在一定程度上也減少補給船只的能耗和碳排放。

4 結論

本文提出一種采用CO2作為工質的新型余熱利用技術，通過能源梯級利用，實現發電、制冷、制淡水的三聯供系統。通過建立理論模型，研究了膨脹機入口壓力和混合器1 出口溫度參數對發電量、制冷量和淡水產量的影響。得出主要結論如下：

（1）設計的余熱利用系統可為遠洋作業漁船提供電力、淡水，同時為-40 ℃的速凍庫和4 ℃的食品保鮮庫提供冷量。（2）通過調節膨脹機入口壓力和混合器1 出口溫度對發電量、制冷量、制淡水量的影響非常明顯，凈發電量可在6.7～284.0 kW、-40 ℃制冷量在22～150 kW、4 ℃制冷量在194～1 311 kW、制淡水量在5.25～12.7 t/d 范圍內進行調節。（3）余熱系統可通過調節膨脹機入口壓力和混合器1 出口溫度控制發電量、制冷量和制淡水量。這種特點利于滿足漁船在航行和捕撈階段對發電量、制冷量的不同需求。