陶加銀，趙 武，李向輝，楊 巍

(1.航天推進技術研究院 系統工程部研發(fā)中心，陜西 西安 710100；2.中國長江動力集團有限公司，湖北 武漢 430205)

隨著現代能源和環(huán)保問題的發(fā)展，船舶主柴油機的節(jié)能環(huán)保問題日益受到國內外船舶廠家乃至用戶的關注，尤其是當下國際海事組織制定了新的EEDI(船舶能效指數)，進一步提高了船舶主機能效要求[1]。目前國外先進的船舶主機效率可達50%，進一步提高柴油機效率已經沒有太大空間，但是依然有一半的燃料能量通過廢氣、冷卻水等排入環(huán)境，因此提高船舶能效愈加有賴于高效回收主柴油機余熱。國外諸如三菱重工、MAN、瓦錫蘭、WinGD等柴油機及動力設備成套公司，都針對船舶柴油機開發(fā)相應的余熱回收裝置[2]。

Shu[3]全面梳理了目前在船舶主機余熱利用領域的技術路徑和相關裝置，包括動力渦輪、朗肯循環(huán)的汽輪機、吸收式和吸附式制冷回收、海水淡化等，經過分析和對比指出聯合回收系統效果最好。Hossain[4]針對某柴油機采取朗肯循環(huán)回收系統，可以提高額外11%的功率輸出，顯著提升柴油機的經濟性。Song[5]等人針對某型柴油機研究采用布雷頓循環(huán)回收余熱，結果表明布雷頓循環(huán)對船舶主機在較低工況下的回收效果更好。Leontaritis1[6]等人研究采用ORC系統回收船舶輔助柴油機缸套水余熱。

目前國內相關研究機構針對船舶柴油機余熱回收也進行了大量研究。趙富國[7]等針對某型船用柴油機提出了引擎排放內部技術、排氣后的處理技術和集成能源綜合利用技術等，可有效滿足海事組織對船舶主機能效和排放的要求。劉長鋮[8]等針對MAN公司的某型船用低速柴油機，自主設計余熱綜合回收利用系統，分析了環(huán)境溫度和主機負荷對余熱利用系統的影響。梁傲[9]等針對4500TEU型集裝箱船的主柴油機余熱系統進行建模仿真分析，研究了余熱回收系統各設備的節(jié)能潛力。張紅光[10]等針對某六缸柴油機設計一套雙有機朗肯循環(huán)系統，研究表明可顯著降低柴油機的燃油消耗率。朱軼林[11]等設計一套有機朗肯循環(huán)系統回收船舶柴油機廢氣余熱，研究了蒸發(fā)溫度和膨脹比對系統性能的影響。王學敏[12-13]介紹了滬東重機船舶余熱綜合利用系統，包括汽輪機、動力渦輪和ORC機組，該系統可充分利用船舶主柴油機的排氣余熱、旁通煙氣能量和缸套水的余熱。尹治欽[14]采用動力渦輪、蒸汽朗肯循環(huán)和有機朗肯循環(huán)聯合應用對二沖程船舶柴油機廢熱進行回收，研究了相關的熱力方案優(yōu)化及主機調制等問題。

總體而言，國內針對船舶余熱回收多集中于系統分析和理論研究，而國外已經有比較成熟的產品。目前中船動力研究院與航天六院承接工信部 “余熱利用(WHR)裝置應用研究”項目，針對船舶柴油機開發(fā)WHR聯合機組進行余熱回收，首先在十二五項目基礎上研制試驗樣機，重點研究聯合機組的耦合運行特性，檢驗聯合機組的控制策略，為后續(xù)工程樣機的開發(fā)奠定基礎。

1 機組開發(fā)

圖1給出本項目WHR余熱回收系統，以回收柴油機的排氣余熱、缸套水余熱、空冷器余熱，產生的電力可以補充到船舶電網，以降低船舶主發(fā)電機的消耗。WHR系統包括余熱鍋爐、缸套水換熱器、進氣換熱器以及聯合機組動力單元。聯合機組包括煙氣透平、汽輪機、離合器、減速箱以及雙軸伸發(fā)電機。經過缸套水和空壓機熱空氣加熱的給水進入余熱鍋爐，主柴油機排煙經過渦輪增壓器后進入余熱鍋爐換熱，產生的蒸汽進入汽輪機做功帶動發(fā)電機輸出電力。當主柴油機運行工況高于50%時，經過對主柴油機的調制，將一部分排煙旁通進入煙氣動力渦輪，升速后通過離合器嚙合實現與汽輪機共同輸出電功率。

圖1 WHR余熱回收系統

本機組針對6S50ME-C8.2柴油機進行余熱回收，85%工況設計下的參數如表1所示。

表1 聯合機組汽輪機設計參數

參數汽輪機動力渦輪進口壓力/MPa0.650.418進口溫度/℃270481補汽壓力/MPa0.4補汽溫度/℃143.5排氣壓力/MPa0.0070.105設計功率/kW490260轉速/r·min-19 00024 000

2 試驗系統與試驗工作

2.1 試驗系統

圖2為配合本項目WHR聯合機組所搭建的試驗系統，包括蒸汽鍋爐、聯合機組本體、試驗臺旁通凝汽器、負載裝置、壓縮空氣以及工藝閥門、管路等。試驗站鍋爐提供參數要求的蒸汽，分兩路進入汽輪機和動力渦輪。經汽輪機做功后的乏汽，進入汽輪機凝汽器，凝結后通過水泵排出。動力渦輪的排汽經節(jié)流進入試驗臺冷凝器，凝結后排出。動力渦輪設計所用為柴油機排煙，試驗中采用過熱蒸汽替代。

為保證機組安全運行，在汽輪機和動力渦輪上均設置有蒸汽旁路。蒸汽對汽輪機和動力渦輪單獨或聯合做功后，經發(fā)電機輸出功率，由水冷式電阻加熱器對功率進行消耗，充當電力負載，加熱器名義功率315 kW。同時，試驗站提供各路壓縮空氣，用于動力渦輪進、排汽閥門的動力源和密封氣源。

圖2 WHR聯合機組試驗系統

2.2 試驗臺搭建

聯合機組試驗臺如圖3，圖中從左往右分別是汽輪機、汽輪機減速箱、發(fā)電機、動力渦輪減速箱及動力渦輪, 其中汽輪機為補汽凝汽式，動力渦輪為單級向心式煙氣透平，汽輪機通過減速箱與發(fā)電機一側連接，發(fā)電機另一側則通過離合器連接動力渦輪減速箱的低速軸，動力渦輪懸掛于減速箱高速軸端。聯合機組控制、調節(jié)、安保系統是為本次試驗專門研制的，由底層傳感器和上層的TSI、DEH、ETS等系統共同構成。從結構上包括三個層次，機組本體上的測點傳感器、閥門等，從測點引線匯集到接線盒和前置箱，再從接線盒接到相應的控制柜。

圖3 WHR聯合機組試驗臺

動力渦輪的測點信號和閥門控制、反饋全部引到DCS系統，與汽輪機DCS系統集成在一起，實現對聯合機組的監(jiān)控和耦合控制。圖4給出操作員站聯合機組控制系統界面圖，包括汽輪機和動力渦輪各自運行監(jiān)控界面、聯合機組汽水流程界面、連鎖報警保護界面等，可以實現汽輪機單獨運行和汽輪機與動力渦輪耦合運行的多種運行狀態(tài)。

按照系統設計要求，在主柴油機10%以上工況即可啟動汽輪機，但只有在50%以上工況才會啟用動力渦輪。所以聯合機組運行以汽輪機為主，根據工況變化動力渦輪通過離合器實現嚙合與退出。

圖4 聯合機組控制系統界面

3 試驗分析

WHR聯合機組進行多次帶負載試驗，本節(jié)以某次帶全部加熱器負載試驗進行分析，由于本次試驗從起動系統循環(huán)到開機調試到各種運行測試，耗時很長，數據記錄太多，下文將數據分析的時間起點選為14：30：00，橫軸全部為無量綱時間。

圖5給出大負載試驗聯合機組全部運行歷程，SE715為汽輪機轉速，ST107為動力渦輪轉速，0801-CV為汽輪機調節(jié)閥開度，302-CV則為動力渦輪調節(jié)閥開度。聯合機組運行過程包括汽輪機的暖機、升速、單獨加載，而后動力渦輪的暖機、升速、空載嚙合，聯合機組實現耦合運行時動力渦輪兩次增加負載分配，兩次給聯合機組加載。汽輪機調節(jié)閥由高壓調節(jié)油通過油動機控制，采用PID自動控制維持轉速穩(wěn)定。

圖5 聯合機組運行歷程

圖6給出動力渦輪與汽輪機嚙合、耦合運行過程轉速與閥門開度變化。圖中ST_couple表示根據汽輪機轉速計算的理論的動力渦輪轉速,用于判斷動力渦輪嚙合狀態(tài)，當動力渦輪的實際轉速達到或超過ST_couple時可以認為動力渦輪開始或進入嚙合狀態(tài)。從16:00:24開始動力渦輪轉速超過理論嚙合轉速，大約30 s左右動力渦輪轉速曲線波動規(guī)律與汽輪機相同，表明兩者實現耦合運行，離合器表現為聯軸器。從數據來看，動力渦輪保持耦合時平均轉速約24 200 r/min，比理論的24 000 r/min要高。

圖6 WHR聯合機組耦合運行加載、減載和載荷分配過程

約16:01:24動力渦輪調節(jié)閥開度從13%增加到25%，動力渦輪的負載增加，由汽輪機DEH穩(wěn)定轉速，此過程相當于將一部分汽輪機負載分配給動力渦輪。在16:07:15給聯合機組加105 kW負載，汽輪機轉速掉到8 775 r/min(瞬時波動2.5%)，動力渦輪保持嚙合，轉速同樣被拉低，由于此時進氣參數低，瞬時調節(jié)閥開度達到全開，后續(xù)通過PID反饋調節(jié)將轉速重新穩(wěn)定到設定值。16:09:42左右動力渦輪調節(jié)閥開度增加到40%，將新增加的負載部分分配給動力渦輪。

聯合機組此時穩(wěn)定帶載315 kW運行，然后分別卸去35 kW和105 kW負載，動力渦輪閥門開度不變，由DEH自動控制維持聯合機組轉速穩(wěn)定，卸載中轉速波動基本沒有超出穩(wěn)定波動的范圍。隨后在16:23:54左右關小動力渦輪閥門，使動力渦輪轉速迅速降低并退出，實現離合器的脫嚙和動力渦輪的退出，汽輪機調節(jié)閥自動調整開度承擔剩余的175 kW負載。

16:27:45左右卸去140 kW負載，汽輪機轉速瞬時飛升到約9 102 r/min，在DEH的調節(jié)下逐漸恢復到目標值9 000 r/min，汽輪機的瞬態(tài)甩負荷超速率1.13%，滿足設計要求。到16:30左右，汽輪機打閘停機，完成本次試驗歷程。

圖7給出試驗中汽輪機進出口參數的變化，圖中PT091(a)為汽輪機調節(jié)閥前壓力，TE391為汽輪機閥前溫度，PT109(a)為排氣背壓，TE393則為凝汽器汽室溫度。由于試驗臺鍋爐容量與試驗機組不匹配，在空載和小負載時參數波動劇烈，大負載時用汽量增加，蒸汽參數穩(wěn)定性得以改善。排氣背壓和排汽溫度則相反，在汽輪機單獨運行時比較穩(wěn)定，在動力渦輪帶載耦合運行時波動變大。取汽輪機真空狀況較好的數據分析，汽輪機閥前壓力0.818 MPa、閥前溫度258℃、排汽背壓17.5 kPa、凝汽器汽室溫度56℃，估算此時汽輪機部分工況下的效率約為55%。此時汽輪機負荷大約為額定的40%。試驗效率與原設計有較大偏差，設計效率約為65%，分析認為是由于真空泵選擇不當，實際運行效果不好，另外就是汽輪機的凝汽器換熱性能偏離設計要求，導致汽輪機運行中背壓與設計要求的7 kPa真空度偏差很大。

圖8給出動力渦輪在試驗過程中進出口壓力和溫度、軸振軸位移以及軸承溫度隨時間的變化。在動力渦輪升速和加載時進出口溫度一直在升高，隨著動力渦輪負荷穩(wěn)定后基本穩(wěn)定在220℃和180℃，隨著幾次調節(jié)閥開度的增加，動力渦輪進出口壓差在增大，在16:15至16:23之間趨于穩(wěn)定，進口約0.45 MPa、出口約0.3 MPa，進口溫度約220℃、出口約182℃，估算動力渦輪絕熱效率約82%，由于蝸殼和管道散熱，動力渦輪的出口溫度比實際氣體膨脹的出口溫度低，導致估算的效率比實際的渦輪效率偏高。

圖8(b)為動力渦輪軸振和軸位移的變化曲線，在第一次升速時由于停留在臨界區(qū)導致軸振過高，觸發(fā)保護跳機。在正常升速以及嚙合、加載過程，軸振都不大，進入穩(wěn)定運行后軸振一般不超過20 μm；軸位移以靜態(tài)為參考，變化不超過0.2 mm，在穩(wěn)定運行時趨于不變，只是在加減載和載荷分配時因動力渦輪工況變動而有較小的變化。

圖7 WHR聯合機組汽輪機進出口參數

圖8 WHR聯合機組動力渦輪運行過程參數變化

圖9為聯合機組帶全部315 kW負載穩(wěn)定運行時負載加熱器測量的圖片，外置式測量表可以實時讀取負載端測量的三相電壓和電流，平均相電壓和相電流分別為440.8 V和511.7 A，估算負載加熱器的穩(wěn)定功率為312.5 kW。

圖9 WHR聯合機組加載315 kW時負載電壓和電流

4 結論

針對滬東重機某型船舶柴油機設計相應的余熱回收WHR聯合機組，通過搭建試驗臺進行聯合機組的帶載運行試驗研究，主要結論如下：

(1)本次試驗完整實現預設的試驗規(guī)程，試驗臺負載全部成功投入。汽輪機單獨運行時轉速波動率不超過0.5%，單獨加載105 kW瞬時調速率不超過1.5%，滿足船用汽輪機的設計要求。

(2)汽輪機和動力渦輪既要避開各自轉子軸系的臨界轉速，也要注意對整體機架的共振影響。

(3)動力渦輪切入和耦合不是一瞬間完成，從轉速開始達到嚙合轉速到實現軸系耦合存在一個過渡過程，且試驗發(fā)現耦合運行時動力渦輪轉速高于理論嚙合轉速。

(4)從試驗來看，動力渦輪無需針對轉速進行精細調節(jié)，耦合后原則上可以按照余熱應發(fā)盡發(fā)，聯合機組轉速由汽輪機調節(jié)閥維持。

(5)聯合運行時加減載轉速瞬態(tài)波動不超過2.7%，穩(wěn)態(tài)波動不超過0.55%，滿足船級社要求。

(6)動力渦輪嚙合、載荷分配、聯合加載時軸振軸位移等有所增加，但并不顯著，對機械安全影響不大。軸承溫度隨著負載穩(wěn)定后基本不再變化。

本項目開發(fā)的WHR聯合機組，經過多種工況試驗檢驗了聯合機組的控制策略和操作規(guī)程，深化了對動力渦輪嚙合/退出特性的掌握，相關結論和經驗有助于船舶主機綜合余熱回收系統的產品開發(fā)。