柴油机以热效率高、功率范围广、维修方便、比质量小等诸多优点被广泛地用作船舶动力^[1], 在大型船舶中主机耗能占船舶总耗能的70%-90%^[2], 因此主机能量的利用效率是影响船舶能效的关键因素.目前, 最先进的船用二冲程柴油机的最高效率已经接近50%, 为所有热机中最高, 但仍有将近一半的能量随冷却水和废气排入环境^[3], 既造成污染又浪费能源, 充分地回收船舶主机废气和缸套冷却水的余热成为了提高船舶能效的重要手段^[4].国内外大量的学者和企业都对船舶主机的余热利用技术展开了研究, 吴安民等^[5]基于6S50ME-C8型船舶主机, 对余热利用技术系统的性能进行了理论分析计算；宋健等^[6]基于有机朗肯循环对某型船用柴油机余热回收系统进行了研究；Wartsila公司^[7]基于Sulzer12RT-flex96C型柴油机, 研究了余热利用系统在提高船舶主机经济性和排放性上的特点.

由于国内满足现行船舶能效标准的大型船用柴油机余热利用系统试验平台的空白, 因此, 到目前为止, 国内绝大多数对大型船舶柴油机余热利用系统的研究, 只是停留在实现方式的探讨和装置的选型上, 少数结合试验的理论计算主要是针对船舶主机的某一特定工况, 对余热利用系统的整体或部分性能指标进行研究^[8-11], 但船舶主机余热利用系统是一个统一的整体, 且船舶在实际运行时, 由于运行航线和海况的不同, 主机难以在某一特定负荷和环境温度下运行, 因此这样的研究方式存在一定的局限性.为此, 本文结合主机试验数据及后续的理论计算, 对一台MAN公司生产的6S50ME-C8.2型柴油机及自主设计的余热利用回收装置进行了不同主机负荷、环境温度下的研究, 探索主机负荷、环境温度对余热利用系统发电总功率、余热利用效率、工质状态等参数的影响规律, 为今后更好地掌握新型、高效的船舶柴油机动力系统装置余热利用技术和设计方法提供参考.

该船用柴油机余热利用系统主要包括船舶主机、余热锅炉、动力涡轮发电装系统、汽轮机发电系统、高温冷却水利用换热设备、有机工质汽轮机发电系统、各种管路和能量管理控制设备.试验用船舶主机为MAN公司生产的6S50ME-C8.2型二冲程低速柴油机, 其基本的参数如表 1所示.表中, d为缸径；S为活塞行程；P_rating为主机额定功率；n为主机额定转速；n_stroke为冲程数；n_cylinder为气缸数.船舶主机余热利用系统示意图如图 1所示.

图 1

图 1 船舶主机余热利用系统示意图 Fig. 1 Schematic figure of the waste heat utilization system of marine main engine

表 1

表 1 试验用船舶主机基本参数 Table 1 Basic parameters of marine main engine for test 参数名称 数值 d/mm 500 S/mm 2 000 Prating/kW 9 960 n/(r·min-1) 127 nstroke 2 ncylinder 6

表 1 试验用船舶主机基本参数 Table 1 Basic parameters of marine main engine for test

余热锅炉系统是由高压蒸发器、高压过热器、低压蒸发器以及热水器等装置组成, 主机排气分别流经动力涡轮和废气涡轮增压器做功, 做功后的废气混合后通过烟道进入余热锅炉进行废气余热回收, 锅炉中产生的过热蒸汽驱动汽轮机做功, 产生的饱和蒸汽一部分供主机燃油加热用, 另一部分作为汽轮机的补汽进入汽轮机.有机工质汽轮机发电系统由有机工质汽轮机、有机工质冷凝器、工质储存箱、发电机等装置组成, 系统中的有机工质为R236fa；汽轮机发电系统由双压补汽凝汽式汽轮机、发电机、冷凝器、减速装置以及辅助设备等组成, 汽轮机经减速装置与发电机相连；动力涡轮发电系统由废气动力涡轮、减速齿轮箱、发电机等装置组成, 动力涡轮的出、入口分别与余热锅炉烟气入口、柴油机的集气箱连接, 当主机负荷较低时, 为了保证涡轮增压器的稳定运行, 动力涡轮发电系统停止工作；高温冷却水利用和换热设备由缸套水换热器、分段式空冷器、工质预热器、集水槽、阀及给水泵等装置组成, 确保余热回收利用系统的换热过程及工质循环过程顺利进行.

为了更好地对多个工况下船用柴油机余热利用系统的能量回收利用潜力进行评判, 文中定义了余热利用系统总体发电比、单位时间内流体可用能、系统余热利用效率等若干个参数, 具体的计算方法分别见式(1)~(5)：

式中: P_WHR为余热利用系统发电总功率；P为主机功率；α为余热利用系统总体发电比, 表征系统的发电能力.

式中: η_boiler为锅炉余热利用效率；W_absorb为锅炉吸热率；W_gas为单位时间内主机排气可用能；W₁为过热蒸汽吸热率；W₂为饱和蒸汽吸热率；W₃为热水器中热水吸热率.

式中: W为单位时间内通过设备的流体可用能量；q_m为流体质量流量；h_out为设备出口流体焓值；h_in为设备入口流体焓值.缸套水热潜力、空冷器可用总能以及锅炉利用的排烟能量等参数都由此公式计算得到

式中: η_WHR为系统余热利用效率, 表征系统余热回收的能力；W_W为单位时间内缸套水可用总能.

为了更好地研究不同工况下船舶主机余热利用系统回收能量的效率和潜力, 基于环境温度为25、45 ℃, 负荷变化范围为45%~100%的主机试验数据, 并通过后续的理论计算得到各个工况下所述的船舶柴油机余热利用系统的发电总功率^[12]、余热利用潜力及其相关参数随主机工况的变化规律.除设计给定的计算参数、边界参数外, 系统中还考虑了换热效率、机械效率、压力降等因素, 相应参数的选取参考了MAN公司设计开发的某型船舶主机余热利用系统.

以下各图分别为余热利用系统中各个发电子系统的发电功率及其相关参数随环境温度与主机负荷的变化规律.有机工质气化流量q_{m, organic}、有机汽轮机发电装置发电功率P_organic在环境温度为25、45 ℃时随主机负荷L_oad的变化规律如图 2所示, 在有机工质汽轮机进出口焓差一定的情况下, 有机工质气化流量在一定程度上反映了有机工质汽轮机对外做功的能力, 故在此加以考虑.可见当温度相同时随负荷的升高, 有机工质气化流量、有机工质汽轮机发电功率均升高, 但当负荷相同时, 随环境温度的升高, 有机工质气化流量、有机工质汽轮机发电功率却有所降低, 这主要是由于随环境温度升高, 由锅炉热水器流经有机工质蒸发器的热水流量减少, 而进、出口水的焓值在不同工况下又相差不大, 因此使得有机工质吸热量减少, 对外做功能力减弱.

图 2

图 2 有机工质汽轮机发电装置发电功率及工质气化流量 Fig. 2 Gasification flow of organic working medium and power generation of organic working medium turbine

动力涡轮发电子系统的发电功率及其相关参数在不同环境温度和主机负荷下的变化规律分别如图 3~5所示, 动力涡轮入口废气流量q_{m, ptinlet}、动力涡轮入口废气压力p_ptinlet、动力涡轮入口废气温度θ_ptinlet、动力涡轮出口废气温度θ_ptoutlet、动力涡轮发电装置发电功率P_p.由于动力涡轮进、出口废气的状态参数, 直接影响动力涡轮做功的能力, 因此在此加以考虑.主机的排气被分为2部分, 分别用于动力涡轮发电装置及涡轮增压器, 当主机较高负荷运行时, 动力涡轮发电装置的发电功率保持稳定, 但在主机低负荷运行时, 主机排气能量较少^[13], 为了保证涡轮增压器的稳定运行, 动力涡轮发电装置的运行受到一定的限制, 可见在主机45%负荷运行时, 动力涡轮发电功率仅有20 kW左右.

图 3

图 3 动力涡轮入口废气流量与压力 Fig. 3 Inlet waste gas flow and pressure of power turbine

图 4

图 4 动力涡轮进、出口废气温度 Fig. 4 Inlet and output waste gas temperature of power turbine

图 5

图 5 动力涡轮发电装置发电功率 Fig. 5 Power generation of power turbine

通过双压补汽凝汽式汽轮机的过热蒸汽流量q_{m, steam}、饱和蒸汽流量q_{m, lsteam}以及汽轮机发电装置的发电功率P_steam分别如图 6、7所示.可见随温度和主机负荷的升高, 汽轮机发电装置的发电功率升高, 但相同负荷的不同环境温度下, 饱和蒸汽与过热蒸汽流量的变化存在一定的差异, 这主要与对应工况下余热锅炉高、低压蒸发器、过热器吸收的主机排气能量有关.

图 6

图 6 过热蒸汽流量和饱和蒸汽流量 Fig. 6 Superheated steam flow and Saturated steam flow

图 7

图 7 汽轮机发电装置发电功率 Fig. 7 Power generation of steam turbine

锅炉的余热利用率及吸热率W_boiler、缸套水热潜力W_water及缸套水流量q_{m, c}、通过空冷器的空气流量q_md及空冷器单位时间内可用总能W_c随环境温度与主机负荷的变化规律分别如图 8~10所示.由图 8可见, 随温度和主机负荷的升高, 锅炉余热利用效率及吸热率升高, 但在不同环境温度的同一主机负荷下存在一定差异, 由式(2)、(3)可知, 这主要与不同工况下主机排气能量、饱和蒸汽、过热蒸汽以及热水吸收的热量有关.图 10中空冷器单位时间内的可用总能在相同负荷、不同环境温度下变化不大, 而通过空冷器的空气流量随负荷的升高而升高, 流量的大小取主要决于主机进气量的大小.

图 8

图 8 锅炉余热利用率及吸热率 Fig. 8 Waste heat utilization rate and heat absorption rate of boiler

图 9

图 9 缸套水热潜力及流量 Fig. 9 Thermal potential and flow of cylinder liner water

图 10

图 10 空冷器空气流量及单位时间内可用总能 Fig. 10 Total available power and air flow in unit time of air cooler

不同主机工况下主机废气流量q_{m, e}、单位时间内可用总能以及余热锅炉热水器热水流量q_{m, boiler}分别如图 11、12所示.从图中可见, 在相同温度下, 随负荷的变化主机废气流量与单位时间内的可用总能呈正相关的关系；由于各个工况下设计给定的热水器进、出口水的状态参数相差不大, 锅炉热水器流量也反映了通过锅炉热水器的水的热潜力, 故加以考虑.

图 11

图 11 主机废气流量及单位时间内可用总能 Fig. 11 Total available power and waste gas flow in unit time of main engine diesel

图 12

图 12 锅炉热水器流量 Fig. 12 Hot water flow of boiler water heater

不同工况下余热利用系统总发电功率P_WHR及总发电比α如图 13所示, 即动力涡轮发电系统、有机工质汽轮机发电系统、汽轮机发电系统在上述各个工况下对应的发电功率总和及其与主机轴功的比值.不同主机工况下系统余热利用效率η_WHR如图 14所示, 系统余热利用效率即系统发电功率占单位时间内主机排气与冷却水可用总能的比重, 反映了系统利用主机排气和冷却水的余热的能力.

图 13

图 13 余热利用系统发电总功率及总发电比 Fig. 13 Total power generation and total electricity generation ratio of waste heat utilization system

图 14

图 14 系统余热利用效率 Fig. 14 Waste heat utilization efficiency of system

(1) 基于主机试验数据和后续的数值计算, 对6S50ME-C8.2型船舶主机及自主设计的余热利用系统在不同环境温度和主机负荷下的发电功率、余热利用的能力等参数进行了研究, 最高的发电功率为1 288.7 kW, 最高的发电比为12.9%.

(2) 该大型船用柴油机余热利用系统能够有效地回收主机排气和冷却水中的余热, 最高的系统余热利用效率为17.9%.

(3) 随环境温度和主机负荷的升高, 该船舶主机余热利用系统的余热利用能力升高.