環(huán)境溫度對柴油機廢氣余熱回收的影響

王普林 劉 君 敖運松

杭州中能汽輪動力有限公司

0 引言

受疫情影響，當今國際海運能力緊張，各國海運行業(yè)競爭加劇，船舶碳排放指標EEDI［1-2］成為國際政治話題，船舶節(jié)能減排從而又得到了極大地關注，每個港口對停靠運輸船舶的排放都有嚴格標準，排放不達標的船舶需停靠在距離港口較遠的海上，船東要額外花錢把船拖進或拖出港口，不利于船東的經(jīng)營，同時也限制了中國船舶制造地位和海運能力。

國外船舶柴油機聯(lián)合余熱回收技術的研究經(jīng)過了幾十年的發(fā)展，MAN公司、Wartsila公司、三菱重工、西門子公司已經(jīng)研發(fā)并推出了比較成熟的船舶柴油機聯(lián)合余熱利用系統(tǒng)。根據(jù)MAN公司B&W的報告，在主推力機（柴油機）額定工況時，聯(lián)合余熱利用系統(tǒng)的回收功率已達到10%以上［3-4］。

我國船用柴油機聯(lián)合余熱利用系統(tǒng)研究時間雖然較短，但對發(fā)電技術已有大量研究。李赫對船用柴油機廢氣余熱回收的主要技術問題進行了研究說明，并給出有關的數(shù)據(jù)，優(yōu)化蒸汽參數(shù)的匹配關系［5］。沈桂泉等在其論文中對船用汽輪機的性能和結構［6］提出了指導。

本文以10 MW船用柴油機為例，參考現(xiàn)有系統(tǒng)主蒸汽0.65 MPa/270 ℃和補汽0.4 MPa/136 ℃的條件，根據(jù)一元流動計算和NUMECA 三維計算了環(huán)境溫度25 ℃和45 ℃時，柴油機100%負荷下汽輪發(fā)電機組的發(fā)電量，并分析對比在兩種環(huán)境溫度條件下的各級葉柵工作狀態(tài)［7-9］。

1 系統(tǒng)介紹

1.1 余熱鍋爐蒸汽參數(shù)

選定10 MW 船用主推力機柴油機作為研究對象，環(huán)境溫度25 ℃和45 ℃時余熱鍋爐的蒸汽條件如表1和表2所示。

表1 環(huán)境溫度25 ℃時鍋爐蒸汽參數(shù)

表2 環(huán)境溫度45 ℃時鍋爐蒸汽參數(shù)

1.2 汽輪機設計點方案對比

根據(jù)選定的10 MW 主推力機柴油機配套余熱鍋爐在兩種不同環(huán)境溫度下的蒸汽參數(shù)提出汽輪機設計點：方案（1）以case 1 作為汽輪機設計工況點；方案（2）以case 4 作為汽輪機設計工況點。蒸汽系統(tǒng)簡圖如圖1所示。

圖1 蒸汽系統(tǒng)簡圖

1.3 汽輪機通流結構設計

以環(huán)境溫度25 ℃，柴油機100%負荷時（case 1）的參數(shù)作為設計工況，設計結構方案為補汽前一個雙列調節(jié)級，節(jié)圓直徑為400 mm，補汽后為一個雙列調節(jié)級加上三個壓力級［10-11］，雙列調節(jié)級的節(jié)圓直徑為400 mm，壓力級節(jié)圓根據(jù)情況選擇。設計轉速為初定9 000 rpm。設計背壓根據(jù)25 ℃的環(huán)境條件，選為0.006 MPa（a）。環(huán)境溫度為45 ℃時，為保證冷凝壓力，背壓選為0.016 MPa（a）。

比較最大工況（100%負荷時case 1、case 4）和最小工況（75%負荷時case 3、case 6）給定的氣動參數(shù)可以看出，這兩組參數(shù)入口變化不大，但是出口背壓由于環(huán)境溫度的改變，變化較大，在兩種工況質量流量相差不大的情況下，出口容積流量發(fā)生較大的波動，末級葉片高度也發(fā)生較大變化［12］。

表3 和表4 分別給出了進出口幾何角，局部進氣率不變時，采用方案（1）和方案（2）分別進行氣動設計得到的通流參數(shù)。可以看出，這兩個方案的第二調節(jié)級和后三個壓力級的葉高參數(shù)變化非常大。如果按照方案（2）的氣動參數(shù)進行設計，則在case 4工況的參數(shù)下運行，機組處于較嚴重的變工況狀態(tài)。顯然，若采用case 4 作為設計工況，則機組運行于case 1工況的參數(shù)時，后面的壓力級通流面積過小，將無法通過機組所需的流量，只能選擇case 1工況作為設計工況。

表3 case 1作為設計工況的計算結果

續(xù)表

表4 case 4作為設計工況的計算結果

續(xù)表

2 一元流動計算模型

2.1 葉片喉部子午型線變化（見圖2）

圖2 葉片喉部子午型線變化

汽輪機通流部分的變化規(guī)律選擇為前兩個調節(jié)級等中徑設計，平均直徑為0.4 m，后三列壓力級等內徑設計，根部直徑0.346 m。

采用上述結構和參數(shù)進行汽輪機的氣動設計，主氣流主導和決定了各級的流動狀態(tài)，氣流經(jīng)過各級的流動過程如圖3所示。

圖3 主汽流動過程與補汽點位置

圖3 中，給出了汽輪機補汽蒸汽的入口點位置A（壓力0.4 MPa，干度0.95），從圖中可以看出，經(jīng)過余熱鍋爐出來的這部分氣體，嚴重偏離主氣流在汽輪機內的狀態(tài)點。第一調節(jié)級的出口壓力在0.16 MPa 左右，溫度與補汽溫度很接近，因此將補汽壓力由0.4 MPa經(jīng)過截流降到0.16 MPa左右，由第二調節(jié)級單獨設計的獨立噴嘴組進入汽輪機。

2.2 蒸汽輪機三維模型

圖4 給出了所設計汽輪機的三維模型，初步設計中，為了滿足各工況的流量要求，汽輪機設置了五個進汽口In1-5，其中In4 作為補氣口用，補充的蒸汽可直接進入獨立的靜葉噴管。

圖4 汽輪機三維模型

入口In5在出口溫度45 ℃時使用，在出口溫度25 ℃時不用開啟。

2.3 設計工況Numeca計算

由于機組局部進氣和中間補氣等特點，全三維模擬是較客觀評價機組氣動性能的方法，但是全三維模擬設計計算周期較長，在進行全三維模擬之前，采用Numeca軟件進行葉片造型、流場分析、機組性能預估等工作，計算中采用了單通道模型進行計算，按照局部進氣進行相應的折算以得到機組總體參數(shù)。Numeca模擬時，依據(jù)機組的通流特點，分別按照第一調節(jié)級四列葉柵、第二調節(jié)級四列葉柵、三個壓力級六列葉柵的組合方式進行計算［13］。

表5給出了Numeca計算獲得的第一調節(jié)級總體參數(shù)。單通道計算結果僅僅是進氣弧段的通流部分功率，沒有考慮到級內特定條件引起的如鼓風損失、輪盤摩擦損失、斥氣損失和頂部間隙泄漏損失等，計算得到的效率為輪周效率。

2.4 總體參數(shù)比較

汽輪機的調節(jié)方式還需要進一步研究，目前給出的模型，主要是針對表1和表2流動情況給出的，噴嘴組數(shù)和每組噴嘴采用進汽流道數(shù)需進一步經(jīng)過配汽計算后得到。

由設計工況確定機組的通流結構后，在進行其它工況計算時，入口In4 給定設計預期的流量和溫度，壓力由三維計算得到，從表6 中可以看出，補汽提供的蒸汽壓力為0.4 MPa，這部分壓力沒有用上，而是經(jīng)過節(jié)流調節(jié)達到較低的壓力參數(shù)后才流經(jīng)渦輪流道做功。

表6 各工況計算結果

2.5 葉柵進出口靜壓壓力

為了考察壓力沿流動方向的變化（如圖5 所示），選擇每個靜葉的進出口平面作為積分截面（圖5中給出了第四列靜葉葉柵的進出口截面），進行積分，得到各列靜葉葉柵的進出口靜壓壓力。

圖5 靜葉進出口截面壓力分布

各列靜葉葉柵的進出口壓力結果如表7 所示。為了便于分析各級的壓降分配，將表7 中本級的靜葉入口靜壓與下一級的靜葉入口靜壓相比近似得到本級的壓比，結果如表8 所示。從絕對壓力上看，機組的壓降主要發(fā)生在第一列靜葉葉柵和第三列靜葉葉柵上［14］，對于同一出口溫度條件，隨著功率減小，機組內部靜葉出口的壓力是降低的（見圖6）。

圖6 靜葉進出口壓力沿軸向變化

表7 靜葉進出口截面靜壓壓力分布

表8 級靜壓壓比分布

對于出口溫度25 ℃這一工況，從表7中可以看出，隨著功率減小，各級壓比總體呈現(xiàn)減小趨勢，但變化較劇烈的是最后一級［7］。

對于45 ℃工況，兩個雙列調節(jié)級的壓比變化不是很明顯，但是壓力級的壓力較為嚴重地偏離了設計工況，特別是case 6 這一工況，其最后一級基本不承擔壓降，從三維功率的計算結果上看，這一級動葉葉輪不但沒有向外輸出輪周功，反而是葉輪引起鼓風損失，消耗軸功，與該工況渦輪嚴重偏離設計狀態(tài)，出口末級在這一工況下通流面積相對過大有關［15］。

3 結論

1）主蒸汽 0.65 MPa/270 ℃和補汽 0.4 MPa/136 ℃時，補汽溫度與第一調節(jié)級后溫度接近，采用將補汽減壓至0.16 MPa 左右，由第二調節(jié)級單獨設計的獨立噴嘴組進入汽輪機，這樣簡化了汽輪機的結構設計，便于實際操作。

2）就10 MW級柴油機系統(tǒng)而言，對于同一汽輪發(fā)電機組，環(huán)境溫度45 ℃時汽輪機通流部分末段運行條件惡劣，末級甚至末兩級葉片鼓風嚴重，也限制了25 ℃的進汽量，不宜作為設計點工況；宜將環(huán)境溫度25 ℃，主推力機100%工況作為設計工況。