船舶柴油机余热回收联合机组开发与试验研究

陶加银，赵 武，李向辉，杨 巍

(1.航天推进技术研究院 系统工程部研发中心，陕西 西安 710100；2.中国长江动力集团有限公司，湖北 武汉 430205)

随着现代能源和环保问题的发展，船舶主柴油机的节能环保问题日益受到国内外船舶厂家乃至用户的关注，尤其是当下国际海事组织制定了新的EEDI(船舶能效指数)，进一步提高了船舶主机能效要求[1]。目前国外先进的船舶主机效率可达50%，进一步提高柴油机效率已经没有太大空间，但是依然有一半的燃料能量通过废气、冷却水等排入环境，因此提高船舶能效愈加有赖于高效回收主柴油机余热。国外诸如三菱重工、MAN、瓦锡兰、WinGD等柴油机及动力设备成套公司，都针对船舶柴油机开发相应的余热回收装置[2]。

Shu[3]全面梳理了目前在船舶主机余热利用领域的技术路径和相关装置，包括动力涡轮、朗肯循环的汽轮机、吸收式和吸附式制冷回收、海水淡化等，经过分析和对比指出联合回收系统效果最好。Hossain[4]针对某柴油机采取朗肯循环回收系统，可以提高额外11%的功率输出，显著提升柴油机的经济性。Song[5]等人针对某型柴油机研究采用布雷顿循环回收余热，结果表明布雷顿循环对船舶主机在较低工况下的回收效果更好。Leontaritis1[6]等人研究采用ORC系统回收船舶辅助柴油机缸套水余热。

目前国内相关研究机构针对船舶柴油机余热回收也进行了大量研究。赵富国[7]等针对某型船用柴油机提出了引擎排放内部技术、排气后的处理技术和集成能源综合利用技术等，可有效满足海事组织对船舶主机能效和排放的要求。刘长铖[8]等针对MAN公司的某型船用低速柴油机，自主设计余热综合回收利用系统，分析了环境温度和主机负荷对余热利用系统的影响。梁傲[9]等针对4500TEU型集装箱船的主柴油机余热系统进行建模仿真分析，研究了余热回收系统各设备的节能潜力。张红光[10]等针对某六缸柴油机设计一套双有机朗肯循环系统，研究表明可显著降低柴油机的燃油消耗率。朱轶林[11]等设计一套有机朗肯循环系统回收船舶柴油机废气余热，研究了蒸发温度和膨胀比对系统性能的影响。王学敏[12-13]介绍了沪东重机船舶余热综合利用系统，包括汽轮机、动力涡轮和ORC机组，该系统可充分利用船舶主柴油机的排气余热、旁通烟气能量和缸套水的余热。尹治钦[14]采用动力涡轮、蒸汽朗肯循环和有机朗肯循环联合应用对二冲程船舶柴油机废热进行回收，研究了相关的热力方案优化及主机调制等问题。

总体而言，国内针对船舶余热回收多集中于系统分析和理论研究，而国外已经有比较成熟的产品。目前中船动力研究院与航天六院承接工信部 “余热利用(WHR)装置应用研究”项目，针对船舶柴油机开发WHR联合机组进行余热回收，首先在十二五项目基础上研制试验样机，重点研究联合机组的耦合运行特性，检验联合机组的控制策略，为后续工程样机的开发奠定基础。

1 机组开发

图1给出本项目WHR余热回收系统，以回收柴油机的排气余热、缸套水余热、空冷器余热，产生的电力可以补充到船舶电网，以降低船舶主发电机的消耗。WHR系统包括余热锅炉、缸套水换热器、进气换热器以及联合机组动力单元。联合机组包括烟气透平、汽轮机、离合器、减速箱以及双轴伸发电机。经过缸套水和空压机热空气加热的给水进入余热锅炉，主柴油机排烟经过涡轮增压器后进入余热锅炉换热，产生的蒸汽进入汽轮机做功带动发电机输出电力。当主柴油机运行工况高于50%时，经过对主柴油机的调制，将一部分排烟旁通进入烟气动力涡轮，升速后通过离合器啮合实现与汽轮机共同输出电功率。

图1 WHR余热回收系统

本机组针对6S50ME-C8.2柴油机进行余热回收，85%工况设计下的参数如表1所示。

表1 联合机组汽轮机设计参数

参数汽轮机动力涡轮进口压力/MPa0.650.418进口温度/℃270481补汽压力/MPa0.4补汽温度/℃143.5排气压力/MPa0.0070.105设计功率/kW490260转速/r·min-19 00024 000

2 试验系统与试验工作

2.1 试验系统

图2为配合本项目WHR联合机组所搭建的试验系统，包括蒸汽锅炉、联合机组本体、试验台旁通凝汽器、负载装置、压缩空气以及工艺阀门、管路等。试验站锅炉提供参数要求的蒸汽，分两路进入汽轮机和动力涡轮。经汽轮机做功后的乏汽，进入汽轮机凝汽器，凝结后通过水泵排出。动力涡轮的排汽经节流进入试验台冷凝器，凝结后排出。动力涡轮设计所用为柴油机排烟，试验中采用过热蒸汽替代。

为保证机组安全运行，在汽轮机和动力涡轮上均设置有蒸汽旁路。蒸汽对汽轮机和动力涡轮单独或联合做功后，经发电机输出功率，由水冷式电阻加热器对功率进行消耗，充当电力负载，加热器名义功率315 kW。同时，试验站提供各路压缩空气，用于动力涡轮进、排汽阀门的动力源和密封气源。

图2 WHR联合机组试验系统

2.2 试验台搭建

联合机组试验台如图3，图中从左往右分别是汽轮机、汽轮机减速箱、发电机、动力涡轮减速箱及动力涡轮, 其中汽轮机为补汽凝汽式，动力涡轮为单级向心式烟气透平，汽轮机通过减速箱与发电机一侧连接，发电机另一侧则通过离合器连接动力涡轮减速箱的低速轴，动力涡轮悬挂于减速箱高速轴端。联合机组控制、调节、安保系统是为本次试验专门研制的，由底层传感器和上层的TSI、DEH、ETS等系统共同构成。从结构上包括三个层次，机组本体上的测点传感器、阀门等，从测点引线汇集到接线盒和前置箱，再从接线盒接到相应的控制柜。

图3 WHR联合机组试验台

动力涡轮的测点信号和阀门控制、反馈全部引到DCS系统，与汽轮机DCS系统集成在一起，实现对联合机组的监控和耦合控制。图4给出操作员站联合机组控制系统界面图，包括汽轮机和动力涡轮各自运行监控界面、联合机组汽水流程界面、连锁报警保护界面等，可以实现汽轮机单独运行和汽轮机与动力涡轮耦合运行的多种运行状态。

按照系统设计要求，在主柴油机10%以上工况即可启动汽轮机，但只有在50%以上工况才会启用动力涡轮。所以联合机组运行以汽轮机为主，根据工况变化动力涡轮通过离合器实现啮合与退出。

图4 联合机组控制系统界面

3 试验分析

WHR联合机组进行多次带负载试验，本节以某次带全部加热器负载试验进行分析，由于本次试验从起动系统循环到开机调试到各种运行测试，耗时很长，数据记录太多，下文将数据分析的时间起点选为14：30：00，横轴全部为无量纲时间。

图5给出大负载试验联合机组全部运行历程，SE715为汽轮机转速，ST107为动力涡轮转速，0801-CV为汽轮机调节阀开度，302-CV则为动力涡轮调节阀开度。联合机组运行过程包括汽轮机的暖机、升速、单独加载，而后动力涡轮的暖机、升速、空载啮合，联合机组实现耦合运行时动力涡轮两次增加负载分配，两次给联合机组加载。汽轮机调节阀由高压调节油通过油动机控制，采用PID自动控制维持转速稳定。

图5 联合机组运行历程

图6给出动力涡轮与汽轮机啮合、耦合运行过程转速与阀门开度变化。图中ST_couple表示根据汽轮机转速计算的理论的动力涡轮转速,用于判断动力涡轮啮合状态，当动力涡轮的实际转速达到或超过ST_couple时可以认为动力涡轮开始或进入啮合状态。从16:00:24开始动力涡轮转速超过理论啮合转速，大约30 s左右动力涡轮转速曲线波动规律与汽轮机相同，表明两者实现耦合运行，离合器表现为联轴器。从数据来看，动力涡轮保持耦合时平均转速约24 200 r/min，比理论的24 000 r/min要高。

图6 WHR联合机组耦合运行加载、减载和载荷分配过程

约16:01:24动力涡轮调节阀开度从13%增加到25%，动力涡轮的负载增加，由汽轮机DEH稳定转速，此过程相当于将一部分汽轮机负载分配给动力涡轮。在16:07:15给联合机组加105 kW负载，汽轮机转速掉到8 775 r/min(瞬时波动2.5%)，动力涡轮保持啮合，转速同样被拉低，由于此时进气参数低，瞬时调节阀开度达到全开，后续通过PID反馈调节将转速重新稳定到设定值。16:09:42左右动力涡轮调节阀开度增加到40%，将新增加的负载部分分配给动力涡轮。

联合机组此时稳定带载315 kW运行，然后分别卸去35 kW和105 kW负载，动力涡轮阀门开度不变，由DEH自动控制维持联合机组转速稳定，卸载中转速波动基本没有超出稳定波动的范围。随后在16:23:54左右关小动力涡轮阀门，使动力涡轮转速迅速降低并退出，实现离合器的脱啮和动力涡轮的退出，汽轮机调节阀自动调整开度承担剩余的175 kW负载。

16:27:45左右卸去140 kW负载，汽轮机转速瞬时飞升到约9 102 r/min，在DEH的调节下逐渐恢复到目标值9 000 r/min，汽轮机的瞬态甩负荷超速率1.13%，满足设计要求。到16:30左右，汽轮机打闸停机，完成本次试验历程。

图7给出试验中汽轮机进出口参数的变化，图中PT091(a)为汽轮机调节阀前压力，TE391为汽轮机阀前温度，PT109(a)为排气背压，TE393则为凝汽器汽室温度。由于试验台锅炉容量与试验机组不匹配，在空载和小负载时参数波动剧烈，大负载时用汽量增加，蒸汽参数稳定性得以改善。排气背压和排汽温度则相反，在汽轮机单独运行时比较稳定，在动力涡轮带载耦合运行时波动变大。取汽轮机真空状况较好的数据分析，汽轮机阀前压力0.818 MPa、阀前温度258℃、排汽背压17.5 kPa、凝汽器汽室温度56℃，估算此时汽轮机部分工况下的效率约为55%。此时汽轮机负荷大约为额定的40%。试验效率与原设计有较大偏差，设计效率约为65%，分析认为是由于真空泵选择不当，实际运行效果不好，另外就是汽轮机的凝汽器换热性能偏离设计要求，导致汽轮机运行中背压与设计要求的7 kPa真空度偏差很大。

图8给出动力涡轮在试验过程中进出口压力和温度、轴振轴位移以及轴承温度随时间的变化。在动力涡轮升速和加载时进出口温度一直在升高，随着动力涡轮负荷稳定后基本稳定在220℃和180℃，随着几次调节阀开度的增加，动力涡轮进出口压差在增大，在16:15至16:23之间趋于稳定，进口约0.45 MPa、出口约0.3 MPa，进口温度约220℃、出口约182℃，估算动力涡轮绝热效率约82%，由于蜗壳和管道散热，动力涡轮的出口温度比实际气体膨胀的出口温度低，导致估算的效率比实际的涡轮效率偏高。

图8(b)为动力涡轮轴振和轴位移的变化曲线，在第一次升速时由于停留在临界区导致轴振过高，触发保护跳机。在正常升速以及啮合、加载过程，轴振都不大，进入稳定运行后轴振一般不超过20 μm；轴位移以静态为参考，变化不超过0.2 mm，在稳定运行时趋于不变，只是在加减载和载荷分配时因动力涡轮工况变动而有较小的变化。

图7 WHR联合机组汽轮机进出口参数

图8 WHR联合机组动力涡轮运行过程参数变化

图9为联合机组带全部315 kW负载稳定运行时负载加热器测量的图片，外置式测量表可以实时读取负载端测量的三相电压和电流，平均相电压和相电流分别为440.8 V和511.7 A，估算负载加热器的稳定功率为312.5 kW。

图9 WHR联合机组加载315 kW时负载电压和电流

4 结论

针对沪东重机某型船舶柴油机设计相应的余热回收WHR联合机组，通过搭建试验台进行联合机组的带载运行试验研究，主要结论如下：

(1)本次试验完整实现预设的试验规程，试验台负载全部成功投入。汽轮机单独运行时转速波动率不超过0.5%，单独加载105 kW瞬时调速率不超过1.5%，满足船用汽轮机的设计要求。

(2)汽轮机和动力涡轮既要避开各自转子轴系的临界转速，也要注意对整体机架的共振影响。

(3)动力涡轮切入和耦合不是一瞬间完成，从转速开始达到啮合转速到实现轴系耦合存在一个过渡过程，且试验发现耦合运行时动力涡轮转速高于理论啮合转速。

(4)从试验来看，动力涡轮无需针对转速进行精细调节，耦合后原则上可以按照余热应发尽发，联合机组转速由汽轮机调节阀维持。

(5)联合运行时加减载转速瞬态波动不超过2.7%，稳态波动不超过0.55%，满足船级社要求。

(6)动力涡轮啮合、载荷分配、联合加载时轴振轴位移等有所增加，但并不显著，对机械安全影响不大。轴承温度随着负载稳定后基本不再变化。

本项目开发的WHR联合机组，经过多种工况试验检验了联合机组的控制策略和操作规程，深化了对动力涡轮啮合/退出特性的掌握，相关结论和经验有助于船舶主机综合余热回收系统的产品开发。