环境温度对柴油机废气余热回收的影响

王普林 刘 君 敖运松

杭州中能汽轮动力有限公司

0 引言

受疫情影响，当今国际海运能力紧张，各国海运行业竞争加剧，船舶碳排放指标EEDI［1-2］成为国际政治话题，船舶节能减排从而又得到了极大地关注，每个港口对停靠运输船舶的排放都有严格标准，排放不达标的船舶需停靠在距离港口较远的海上，船东要额外花钱把船拖进或拖出港口，不利于船东的经营，同时也限制了中国船舶制造地位和海运能力。

国外船舶柴油机联合余热回收技术的研究经过了几十年的发展，MAN公司、Wartsila公司、三菱重工、西门子公司已经研发并推出了比较成熟的船舶柴油机联合余热利用系统。根据MAN公司B&W的报告，在主推力机（柴油机）额定工况时，联合余热利用系统的回收功率已达到10%以上［3-4］。

我国船用柴油机联合余热利用系统研究时间虽然较短，但对发电技术已有大量研究。李赫对船用柴油机废气余热回收的主要技术问题进行了研究说明，并给出有关的数据，优化蒸汽参数的匹配关系［5］。沈桂泉等在其论文中对船用汽轮机的性能和结构［6］提出了指导。

本文以10 MW船用柴油机为例，参考现有系统主蒸汽0.65 MPa/270 ℃和补汽0.4 MPa/136 ℃的条件，根据一元流动计算和NUMECA 三维计算了环境温度25 ℃和45 ℃时，柴油机100%负荷下汽轮发电机组的发电量，并分析对比在两种环境温度条件下的各级叶栅工作状态［7-9］。

1 系统介绍

1.1 余热锅炉蒸汽参数

选定10 MW 船用主推力机柴油机作为研究对象，环境温度25 ℃和45 ℃时余热锅炉的蒸汽条件如表1和表2所示。

表1 环境温度25 ℃时锅炉蒸汽参数

表2 环境温度45 ℃时锅炉蒸汽参数

1.2 汽轮机设计点方案对比

根据选定的10 MW 主推力机柴油机配套余热锅炉在两种不同环境温度下的蒸汽参数提出汽轮机设计点：方案（1）以case 1 作为汽轮机设计工况点；方案（2）以case 4 作为汽轮机设计工况点。蒸汽系统简图如图1所示。

图1 蒸汽系统简图

1.3 汽轮机通流结构设计

以环境温度25 ℃，柴油机100%负荷时（case 1）的参数作为设计工况，设计结构方案为补汽前一个双列调节级，节圆直径为400 mm，补汽后为一个双列调节级加上三个压力级［10-11］，双列调节级的节圆直径为400 mm，压力级节圆根据情况选择。设计转速为初定9 000 rpm。设计背压根据25 ℃的环境条件，选为0.006 MPa（a）。环境温度为45 ℃时，为保证冷凝压力，背压选为0.016 MPa（a）。

比较最大工况（100%负荷时case 1、case 4）和最小工况（75%负荷时case 3、case 6）给定的气动参数可以看出，这两组参数入口变化不大，但是出口背压由于环境温度的改变，变化较大，在两种工况质量流量相差不大的情况下，出口容积流量发生较大的波动，末级叶片高度也发生较大变化［12］。

表3 和表4 分别给出了进出口几何角，局部进气率不变时，采用方案（1）和方案（2）分别进行气动设计得到的通流参数。可以看出，这两个方案的第二调节级和后三个压力级的叶高参数变化非常大。如果按照方案（2）的气动参数进行设计，则在case 4工况的参数下运行，机组处于较严重的变工况状态。显然，若采用case 4 作为设计工况，则机组运行于case 1工况的参数时，后面的压力级通流面积过小，将无法通过机组所需的流量，只能选择case 1工况作为设计工况。

表3 case 1作为设计工况的计算结果

续表

表4 case 4作为设计工况的计算结果

续表

2 一元流动计算模型

2.1 叶片喉部子午型线变化（见图2）

图2 叶片喉部子午型线变化

汽轮机通流部分的变化规律选择为前两个调节级等中径设计，平均直径为0.4 m，后三列压力级等内径设计，根部直径0.346 m。

采用上述结构和参数进行汽轮机的气动设计，主气流主导和决定了各级的流动状态，气流经过各级的流动过程如图3所示。

图3 主汽流动过程与补汽点位置

图3 中，给出了汽轮机补汽蒸汽的入口点位置A（压力0.4 MPa，干度0.95），从图中可以看出，经过余热锅炉出来的这部分气体，严重偏离主气流在汽轮机内的状态点。第一调节级的出口压力在0.16 MPa 左右，温度与补汽温度很接近，因此将补汽压力由0.4 MPa经过截流降到0.16 MPa左右，由第二调节级单独设计的独立喷嘴组进入汽轮机。

2.2 蒸汽轮机三维模型

图4 给出了所设计汽轮机的三维模型，初步设计中，为了满足各工况的流量要求，汽轮机设置了五个进汽口In1-5，其中In4 作为补气口用，补充的蒸汽可直接进入独立的静叶喷管。

图4 汽轮机三维模型

入口In5在出口温度45 ℃时使用，在出口温度25 ℃时不用开启。

2.3 设计工况Numeca计算

由于机组局部进气和中间补气等特点，全三维模拟是较客观评价机组气动性能的方法，但是全三维模拟设计计算周期较长，在进行全三维模拟之前，采用Numeca软件进行叶片造型、流场分析、机组性能预估等工作，计算中采用了单通道模型进行计算，按照局部进气进行相应的折算以得到机组总体参数。Numeca模拟时，依据机组的通流特点，分别按照第一调节级四列叶栅、第二调节级四列叶栅、三个压力级六列叶栅的组合方式进行计算［13］。

表5给出了Numeca计算获得的第一调节级总体参数。单通道计算结果仅仅是进气弧段的通流部分功率，没有考虑到级内特定条件引起的如鼓风损失、轮盘摩擦损失、斥气损失和顶部间隙泄漏损失等，计算得到的效率为轮周效率。

2.4 总体参数比较

汽轮机的调节方式还需要进一步研究，目前给出的模型，主要是针对表1和表2流动情况给出的，喷嘴组数和每组喷嘴采用进汽流道数需进一步经过配汽计算后得到。

由设计工况确定机组的通流结构后，在进行其它工况计算时，入口In4 给定设计预期的流量和温度，压力由三维计算得到，从表6 中可以看出，补汽提供的蒸汽压力为0.4 MPa，这部分压力没有用上，而是经过节流调节达到较低的压力参数后才流经涡轮流道做功。

表6 各工况计算结果

2.5 叶栅进出口静压压力

为了考察压力沿流动方向的变化（如图5 所示），选择每个静叶的进出口平面作为积分截面（图5中给出了第四列静叶叶栅的进出口截面），进行积分，得到各列静叶叶栅的进出口静压压力。

图5 静叶进出口截面压力分布

各列静叶叶栅的进出口压力结果如表7 所示。为了便于分析各级的压降分配，将表7 中本级的静叶入口静压与下一级的静叶入口静压相比近似得到本级的压比，结果如表8 所示。从绝对压力上看，机组的压降主要发生在第一列静叶叶栅和第三列静叶叶栅上［14］，对于同一出口温度条件，随着功率减小，机组内部静叶出口的压力是降低的（见图6）。

图6 静叶进出口压力沿轴向变化

表7 静叶进出口截面静压压力分布

表8 级静压压比分布

对于出口温度25 ℃这一工况，从表7中可以看出，随着功率减小，各级压比总体呈现减小趋势，但变化较剧烈的是最后一级［7］。

对于45 ℃工况，两个双列调节级的压比变化不是很明显，但是压力级的压力较为严重地偏离了设计工况，特别是case 6 这一工况，其最后一级基本不承担压降，从三维功率的计算结果上看，这一级动叶叶轮不但没有向外输出轮周功，反而是叶轮引起鼓风损失，消耗轴功，与该工况涡轮严重偏离设计状态，出口末级在这一工况下通流面积相对过大有关［15］。

3 结论

1）主蒸汽 0.65 MPa/270 ℃和补汽 0.4 MPa/136 ℃时，补汽温度与第一调节级后温度接近，采用将补汽减压至0.16 MPa 左右，由第二调节级单独设计的独立喷嘴组进入汽轮机，这样简化了汽轮机的结构设计，便于实际操作。

2）就10 MW级柴油机系统而言，对于同一汽轮发电机组，环境温度45 ℃时汽轮机通流部分末段运行条件恶劣，末级甚至末两级叶片鼓风严重，也限制了25 ℃的进汽量，不宜作为设计点工况；宜将环境温度25 ℃，主推力机100%工况作为设计工况。