渔船柴油机余热利用系统设计与热力学分析

刘业凤，罗勇辉，张华

（200093 上海市 上海理工大学 能源与动力工程学院）

0 引言

在碳中和与碳达峰的背景下，船舶航行中主机的节能减排需求十分迫切。对于效率接近50%的低速船用发动机，废气中的热量约占总废热的50%，即燃料能量的25%[1-3]，因此充分利用排放烟气中的废热可有效提升能源利用率和减少碳排放。船舶主机排气温度范围通常在250～600 ℃[4]，动力涡轮在此温度范围虽然有回收热量的能力，但由于较大的体积和质量，不适合在渔船上使用。随着温度的升高，有机朗肯循环（ORC）的工质缺乏热稳定性[5-6]。超临界二氧化碳（S-CO2）循环与ORC循环等其它循环相比，S-CO2循环的运行效率高，结构紧凑，更适用于船舶余热回收利用。此外，渔船捕鱼期间渔获的冷冻保存、食品保鲜以及生活淡水均可由此系统提供。有关研究中，Zhang 等[7]提出余热驱动的发电和喷射式制冷系统，但缺少水淡化功能。本文提出一种在远洋作业渔船上，采用CO2作为工质的余热利用技术：结合S-CO2发电循环、跨临界CO2制冷循环以及蒸馏法制取淡水系统，通过热力学分析，模拟系统的特点和性能。

1 系统设计与工作原理

本文研究的船舶余热驱动CO2超临界发电、跨临界制冷及制淡水循环系统原理图如图1 所示，系统循环过程在压-焓图上的表示如图2 所示。该系统以船舶柴油机排气废热作为热源，以自然环保的CO2作为工质，组成封闭的余热利用循环系统，可为船舶同时输出电能、冷量和淡水。

图1 船舶余热驱动CO2 超临界发电-跨临界制冷及制淡水循环系统原理图Fig.1 Schematic diagram of S-CO2 power cycle,T-CO2 refrigeration and seawater desalination system driven by waste heat

图2 船舶余热驱动CO2 超临界发电-跨临界制冷及制淡水循环过程在压-焓图上的表示Fig.2 The p-h diagram of combined system using CO2 as working fluid for the waste heat utilization

系统包括4 个循环：超临界发电循环、制淡水循环、跨临界制冷循环和载冷循环。各个循环工作过程如下：

（1）超临界发电循环：柴油机排出的高温烟气进入热量回收器，超临界CO2在热量回收器吸热后（状态点1）进入膨胀机内膨胀发电（状态点2），所发的电可用于驱动系统的高压压缩机、中压压缩机、低压压缩机，以及其他泵和风机。膨胀做功后的超临界CO2（状态点2）在回热器1 内加热来自高压压缩机出口（状态点8）的超临界CO2。加热后的超临界CO2（状态点9）进入热量回收器内继续吸收来自船舶高温烟气中的热量后（状态点1）进入膨胀机发电，完成超临界CO2发电循环。

（2）制淡水循环：采用蒸馏法进行海水淡化。海水经过滤器过滤后由海水泵1 输送至气体冷却器预加热至海水蒸发温度，经过布液器喷洒至流动着CO2工质的横管中进行降膜蒸发。装置内保持80%真空度时，对应海水蒸发温度为60℃。水蒸气在海水淡化装置上端冷凝成淡水，经盐度计检测合格的淡水由凝水泵输送至淡水箱，不合格的淡水再度喷洒蒸发后冷凝至合格。冷凝淡水的冷源是经海水泵2 提供的海水。热源是混合器1 出口的CO2工质（状态点4），由回热器1 出口的CO2（状态点3）和跨临界制冷循环中压压缩机出口的CO2（状态点25）混合而来。自海水淡化装置出来后的CO2（状态点5）进入气体冷却器内冷却（状态点6），在分流阀1 处分流成2 路：一路流至超临界发电循环回路（状态点7），进入上述超临界发电循环；另一路（状态点10）经过过冷器被海水冷却后流至跨临界制冷循环回路进行制冷。

（3）跨临界制冷循环：包括4℃食品保鲜库的制冷循环和-40℃速冻库的制冷循环。来自过冷器（状态点11）的CO2首先在回热器2 内被冷却（状态点12），然后再经膨胀阀1 节流降压进入气液两相区（状态点13），接着进入气液分离器。在气液分离器里，从底部流出的饱和液体（状态点14）在分流阀2 处分流成2 路：一路流向蒸发器（状态点20）进行蒸发制冷，为食品保鲜库提供冷量；另一路流向速冻库（状态点15）的液体继续经节流阀2 再次节流至更低压力（状态点16），再进入蒸发冷凝器进行更低温度的蒸发制冷，为速冻库提供冷量。自蒸发冷凝器出来的饱和气体（状态点17）经吸气管产生过热（状态点18），接着进入低压压缩机内被压缩至与蒸发器出口相同的压力（状态点19），然后在混合器2 中与来自蒸发器的饱和气态工质（状态点21）混合后（状态点22）进入气液分离器。自气液分离器出来的气体CO2（状态点23），首先进入回热器2 吸热（状态点24），然后进入中压压缩机被压缩至与混合器1另一进口（状态点3）的相同压力，最后进入制淡水循环。

（4）载冷循环：在食品保鲜库的制冷循环中，采用水或乙二醇防冻液作载冷剂，把蒸发器产生的冷量以显热的形式送入食品保鲜库；在速冻库制冷循环中，由于温度较低，采用低温CO2液体作载冷剂，通过气液相变换热更加高效。CO2液体经CO2屏蔽泵在速冻库内蒸发吸热释放冷量，蒸发产生的CO2气体进入蒸发冷凝器吸收热量被冷凝成液体进入储液罐，然后CO2液体继续进入速冻库进行蒸发吸热。

2 系统循环的热力学稳态模型

2.1 假设条件

系统为稳态系统；膨胀机等熵效率80%，压缩机的等熵效率为75%;忽略换热器内的压降；等焓节流；发电循环中，最低温度和压力在临界点以上；制冷循环中，CO2在蒸发器和蒸发冷凝器出口是饱和气态；海水温度20 ℃；回热器换热温差5 ℃；各循环回路混合和分流后质量流量保持不变；忽略泵功。

2.2 循环部件热力学计算模型

基于假设条件，根据热力学第一定律，对所有部件进行质量和能量平衡分析。

热量回收器

压缩机耗功

膨胀机发电量

式中：ti，to——压缩机和膨胀机进出口温度，℃；Pi，Po——压缩机和膨胀机进出口的压力，MPa；κ——比热容比；Cp,exh——废气的定压比热，取值为1.046 kJ/（kg·℃）；mwf——S-CO2的质量流量，kg/s；mexh——废气的质量流量,kg/s；hi，ho——各部件入口和出口的比焓，kJ/kg；ho-isen——压缩机或涡轮机出口处等熵过程的比焓，kJ/kg；ηC，ηT——压缩机和膨胀机的等熵效率；WC——压缩机的耗功，kW；WT——膨胀机发电量，kW；Qin——工质CO2从烟气中吸收的热量，kW。

2.3 性能分析

膨胀机发电量一部分用于驱动系统的高、中、低压压缩机，剩余部分为系统净发电量，可为辅机等提供电能。系统净发电量Wnet计算公式为

海水淡化热量

淡水产量的计算公式

式中：WC,H——超临界发电系统中的高压压缩机用电量，kW；WC,M——跨临界制冷系统中压压缩机用电量，kW；WC,L——跨临界制冷系统低压压缩机用电量，kW；Qd——提供给海水淡化的热量，kW；m1——混合器1 出口的工质的质量流量，kg/s；h4，h5——CO2工质在海水淡化装置进口和出口比焓，kJ/kg；d——淡水产量，t/d ；r——海水汽化潜热，值为2 357 kJ/kg。

3 系统循环性能影响因素分析

以渔船普遍采用的Wärtsilä 6L45B 型船舶柴油机为例，主机参数见表1。混合器1 出口温度设为62 ℃时，分析膨胀机入口压力对循环工质CO2质量流量、制冷量、发电量和淡水产量的影响；膨胀机入口和出口压力分别为14 MPa、8 MPa，分析混合器1 出口温度对工质CO2质量流量、制冷量、发电量和淡水产量的影响。关键状态点设计参数见表2。

表1 Wartsila6L45B 型船舶柴油机参数Tab.1 Parameters of Wrtsil 6L45B marine diesel engine

表1 Wartsila6L45B 型船舶柴油机参数Tab.1 Parameters of Wrtsil 6L45B marine diesel engine

3.1 膨胀机入口压力对系统性能的影响

膨胀机入口压力对发电循环、制冷循环的工质质量流量，以及发电量、制冷量和淡水产量的影响如图3—图6 所示。

图3 膨胀机入口压力对循环工质质量流量的影响Fig.3 Effect of inlet pressure of expander on mass flow

图4 膨胀机入口压力对发电量的影响Fig.4 Effect of expander inlet pressure on power generation

图5 膨胀机入口压力对制冷量的影响Fig.5 Effect of expander inlet pressure on refrigeration capacity

图6 膨胀机入口压力对淡水产量的影响Fig.6 Effect of inlet pressure of expander on seawater desalination

由图3—图6 可见，发电循环和制冷循环的工质质量流量、制冷量和淡水产量随膨胀机入口压力增加而减小，降幅逐渐减小；发电量随膨胀机入口压力增加而增大，增幅逐渐减小，最大增幅13.8%。这是因为制冷循环的工质质量流量减少，导致提供给保鲜库和速冻库的制冷量减少，提供给海水淡化装置的热量也将减少，淡水产量随之减少。当膨胀机入口压力为14 MPa 时，系统为船上-40 ℃速冻库和4 ℃食品保鲜库提供的冷量达到最大值，分别为76 kW 和667 kW，淡水产量也达到最大值8.42 t/d，膨胀机总的发电量为最低值549.16 kW，扣除本系统压缩机耗电量，剩余的系统净发电量为166.40 kW；当膨胀机入口压力为20 MPa 时，系统净发电量达到最高值259.75 kW，同时，为船上-40 ℃速冻库和4 ℃食品保鲜库分别提供70 kW和616 kW 的冷量，并制取淡水7.78 t/d。

3.2 混合器1 出口温度对系统性能的影响

控制膨胀机入口压力14 MPa 不变，改变混合器1 的出口温度（状态点4）也就是海水淡化温度，模拟温度变化对制冷回路工质质量流量、发电量、制冷量、淡水产量的影响，结果见图7—图10。

图7 混合器1 出口温度对循环工质质量流量的影响Fig.7 Effect of mixer 1 outlet temperature on mass flow

图8 混合器1 出口温度对发电量的影响Fig.8 Effect of mixer 1 outlet temperature on power generation

图9 混合器1 出口温度对制冷量的影响Fig.9 Effect of mixer 1 outlet temperature on refrigeration capacity

图10 混合器1 出口温度对淡水产量的影响Fig.10 Effect of mixer 1 outlet temperature on seawater desalination

从图7—图10 可以看出，混合器1 出口温度对膨胀机发电量549.16 kW 没有影响，对系统净发电量、制冷量和淡水产量影响较为显著。因为制冷压缩机耗功随制冷量变化，故系统净发电量也变化明显。随着该温度升高，制冷循环的工质质量流量增大，制冷量增大、淡水产量增加、净发电量下降：制冷量最高增加113%，淡水产量增加最高28%，净发电量最大降低19%。需要说明的是，为避免海水在换热器表面结垢，故该温度最高限制为70℃。当混合器1 出口温度为60℃时，系统净发电量达到最高值284 kW，系统为船上-40 ℃速冻库和4 ℃食品保鲜库提供的冷量分别为22 kW 和194 kW，淡水产量为5.25 t/d；当混合器1 出口温度为64 ℃时，系统为船上-40 ℃速冻库和4 ℃食品保鲜库提供的冷量分别为150 kW 和1 311 kW，淡水产量12.75 t/d。由于中、低压缩机冷量大导致的耗电量大，系统剩余的可输出净发电量仅为 6.70 kW。当混合器1 出口温度继续升高，膨胀机发电量将不能满足制冷用电需求，需要外部供电。

综合以上分析可以看出：发电量随膨胀机入口压力的升高而增加，制冷量和淡水产量则随之减少；制冷量和淡水产量随混合器1 出口温度升高而增加，而系统净发电量随之减少。因此，可以通过控制膨胀机入口压力和混合器1 出口温度来灵活调节系统的发电量、制冷量和制淡水量。

这种灵活调节能量分配的优点非常有利于渔船不同航行阶段的用能需求：（1）在渔船全速航行阶段，系统以产出发电量为主，供辅机使用，减少燃油消耗。此时系统可输出284.0 kW 的净发电量。同时，又可为船上-40 ℃的速冻库和4 ℃的食品保鲜库分别提供22 kW 和194 kW 的冷量，用于储存肉类食品、保鲜蔬菜或舱内空调；（2）在渔船到达目标海域进行捕鱼作业阶段，船舶无需全速航行，系统以产生冷量为主，用于渔获的速冻及储存。此时系统可为船上-40 ℃的速冻库和4 ℃的食品保鲜库分别同时提供150 kW和1 311 kW的冷量，同时还有6.7 kW 的净发电量输出。渔船在作业海域进行捕鱼时，提供较大的冷量，可以减少补给次数，在一定程度上也减少补给船只的能耗和碳排放。

4 结论

本文提出一种采用CO2作为工质的新型余热利用技术，通过能源梯级利用，实现发电、制冷、制淡水的三联供系统。通过建立理论模型，研究了膨胀机入口压力和混合器1 出口温度参数对发电量、制冷量和淡水产量的影响。得出主要结论如下：

（1）设计的余热利用系统可为远洋作业渔船提供电力、淡水，同时为-40 ℃的速冻库和4 ℃的食品保鲜库提供冷量。（2）通过调节膨胀机入口压力和混合器1 出口温度对发电量、制冷量、制淡水量的影响非常明显，净发电量可在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 范围内进行调节。（3）余热系统可通过调节膨胀机入口压力和混合器1 出口温度控制发电量、制冷量和制淡水量。这种特点利于满足渔船在航行和捕捞阶段对发电量、制冷量的不同需求。