，，

(1.泰興航空光電技術(shù)公司,江蘇 泰興 225400； 2.南京航空航天大學 能源與動力學院，江蘇 南京 210016)

0 引言

常規(guī)內(nèi)燃機輸出動力僅占其總輸入能量的1/3左右，其余2/3主要以冷卻廢熱和煙氣余熱的形式排入大氣[1-2]。借助ORC回收內(nèi)燃機廢熱具有發(fā)展?jié)摿3-6]。目前研究者已提出多種ORC回收內(nèi)燃機廢熱的方案[7-14]。日本豐田[7-8]、瑞典沃爾沃[9]和美國UTC[10]等公司提出了多種余熱利用方案。大量理論分析結(jié)果已表明，余熱ORC熱轉(zhuǎn)功系統(tǒng)能夠顯著改善內(nèi)燃機的熱力性能。何茂剛等[11]提出的綜合回收利用各類內(nèi)燃機排氣余熱的新型ORC系統(tǒng)，其熱效率高達20.83%。方金莉[12-13]等提出利用R123回收重型柴油機排氣余熱的ORC系統(tǒng)，并對不同工況下的ORC系統(tǒng)熱力性能進行分析，其ORC子系統(tǒng)熱效率可達15%。

現(xiàn)有內(nèi)燃機排煙以其溫度高、焓值高等優(yōu)勢更具有利用潛力。但是在ICE煙氣余熱采集蒸發(fā)器內(nèi)，煙氣側(cè)熱阻遠高于有機工質(zhì)側(cè)，為了有效采集煙氣余熱，一般可能采用的方法有：布置足夠大的換熱面積，采用翅片結(jié)構(gòu)等強化換熱技術(shù)降低煙氣側(cè)熱阻。但是無論以上哪種方法均會引起煙氣側(cè)流動阻力的明顯增加。為了滿足以上要求，并保證排氣順暢且防止外界空氣倒流，需要調(diào)整內(nèi)燃機氣缸出口排氣狀態(tài)，而此措施會影響到內(nèi)燃機的動力輸出，內(nèi)燃機子系統(tǒng)出口煙氣狀態(tài)的變化也會反過來影響到ORC子系統(tǒng)的動力輸出特性。

為此，本文針對CAT3516CDITA內(nèi)燃機特性曲線，構(gòu)建一套僅采集煙氣余熱的ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)，重點對其ORC蒸發(fā)器建立能體現(xiàn)煙氣側(cè)換熱和壓降耦合影響的換熱器數(shù)學模型，通過與不考慮子系統(tǒng)耦合作用的熱能串聯(lián)利用的ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)對比，研究了ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱力學性能。

1 ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)及建模

1.1 ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)方案

圖1為ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)方案工藝流程。該系統(tǒng)主要包括帶渦輪增壓的內(nèi)燃機子系統(tǒng)、ORC熱轉(zhuǎn)功子系統(tǒng)以及動力傳動裝置。ICE子系統(tǒng)高溫排煙作為ORC子系統(tǒng)蒸發(fā)器的熱源，在ORC子系統(tǒng)的臥式殼管式蒸發(fā)器內(nèi)，熱煙氣走殼側(cè)，有機工質(zhì)走管側(cè)。為了提高殼側(cè)的換熱系數(shù)，換熱管采用低翅片管，殼側(cè)帶折流板。

1.2 內(nèi)燃機動力輸出模型

內(nèi)燃機輸出機械功的計算公式為

PICE=QLHV-Qc-m1(h1-h0)

(1)

式中QLHV——內(nèi)燃機噴入燃料的低位熱值/kW；

Qc——內(nèi)燃機滑油冷卻散熱和冷卻水散熱/kW；

m2——內(nèi)燃機排煙的質(zhì)量流量/kg·s-1；

h1——內(nèi)燃機排煙在溫度為t1條件下的比焓/kJ·kg-1；

h0——內(nèi)燃機排煙在溫度為環(huán)境溫度t0條件下的比焓/kJ·kg-1。

1.3 余熱采集蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器綜合換熱系數(shù)計算公式為

(2)

式中αh——熱側(cè)煙氣平均換熱系數(shù)/W·m-2·K-1；

αc——冷有機工質(zhì)側(cè)平均換熱系數(shù)/W·m-2·K-1；

αh——熱煙氣側(cè)平均換熱系數(shù)/W·m-2·K-1；

di——管內(nèi)徑/m；

do——管外徑/m；

δ——管壁厚度/m;

λ——管壁導(dǎo)熱系數(shù)/W·m-2·K-1。

蒸發(fā)器殼側(cè)壓降計算關(guān)系式如下

Δp=Δpi+Δpbx+Δpbw+Δpo

(3)

式中 Δpi——蒸發(fā)器煙氣入口壓力損失/kPa；

Δpbx——殼側(cè)叉流壓損/kPa；

Δpbw——折流板壓損/kPa；

Δpo——蒸發(fā)器煙氣出口壓力損失/kPa。

1.4 ORC子系統(tǒng)其他設(shè)備模型

冷凝器冷卻水

流量計算關(guān)系式為

(4)

式中t7和t8——冷凝器冷卻水進出口溫度/K;cp——有機工質(zhì)定壓比熱容/kJ·kg-1·K-1；

cp,w——冷卻水比熱/kJ·kg-1·K-1。

有機工質(zhì)透平輸出功率

(5)

式中ηt——有機工質(zhì)透平等熵效率。

ORC子系統(tǒng)的凈功計算公式為

PORC=PT-Pp-Paux

(6)

式中Pp——有機循環(huán)泵功耗/kW；

Paux——ORC子系統(tǒng)輔助設(shè)備功耗/kW。

1.5 ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體熱力學性能指標

ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)輸出功率在本文利用Pe表示，其計算公式為

Pe=PICE+PORC

(7)

式中PICE——ICE單元的輸出功率/kW；

PORC——ORC單元的輸出功率/kW。

內(nèi)燃機的熱效率

(8)

式中QLHV——內(nèi)燃機單元輸入燃料的低位熱值/kW。

ORC子系統(tǒng)熱效率

(9)

ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)熱效率計算式為

(10)

2 計算基礎(chǔ)及流程

2.1 計算基礎(chǔ)

內(nèi)燃機型號為CAT3516CDITA，額定輸出功率為2 MW；柴油油耗量為522.33 L/h；進氣中冷凝器出口溫度為323 K；排煙溫度為879 K；排煙流量：25 905.9 m3/h。有機工質(zhì)為R123。環(huán)境參量為0.1 MPa、288 K。循環(huán)泵的等熵效率為0.73。蒸發(fā)器入口有機工質(zhì)壓力為2.5 MPa，溫度為423 K；額定工況下設(shè)定蒸發(fā)器出口排煙溫度不低于473 K[13]。有機工質(zhì)透平的等熵效率為0.85，機械效率為0.98。冷凝器有機工質(zhì)壓力0.14 MPa。冷凝器采用水冷卻，平均溫差為8 K。內(nèi)燃機燃料采用0#柴油。余熱采集蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1余熱采集蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)參數(shù)

參量值參量 值管外徑/mm20布管方式30°三角形管壁厚/mm1殼內(nèi)徑/mm710管長/mm2 573殼外徑/mm720管間距/mm36折流板距入口/mm681.5管程4折流板間距/mm600

2.2 計算流程

借助Aspen plus系統(tǒng)模擬平臺，根據(jù)增壓渦輪壓氣機和徑流式渦輪性能曲線，模擬ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)變工況熱力學性能。計算流程如下：

(1)根據(jù)額定工況內(nèi)燃機煙氣流量和狀態(tài)參量，采用exchanger design and rating軟件的設(shè)計模式設(shè)計殼管式換熱器結(jié)構(gòu)形式。后續(xù)采用該設(shè)計結(jié)構(gòu)的模擬模式計算。

(2)渦輪增壓透平背壓提高后，采用保持渦輪轉(zhuǎn)速恒定，調(diào)整渦輪膨脹比，計算燃氣流量。

(3)根據(jù)壓氣機性能曲線，在壓氣機等轉(zhuǎn)速特性曲線上，調(diào)整壓氣機壓比，計算壓氣機功耗。

(4)以增壓渦輪壓氣機出口空氣狀態(tài)參量，作為內(nèi)燃機氣缸入口操作參數(shù)，計算內(nèi)燃機吸氣管、排氣管和增壓渦輪出口煙氣狀態(tài)參量。

(5)校核壓氣機功耗與渦輪輸出功率是否相等。如不相等，重復(fù)步驟(1)、(2)和(3)，直至壓氣機功耗與渦輪輸出功率相等。

(6)內(nèi)燃機子系統(tǒng)熱力性能計算。

(7)以增壓渦輪排煙狀態(tài)參量，作為ORC子系統(tǒng)的輸出參量。進行ORC子系統(tǒng)及聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體熱力學性能計算。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 整體輸出性能

表2為內(nèi)燃機額定工況條件下，ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)主要熱力學性能指標。可以看到，在不考慮布置ORC子系統(tǒng)引起的ICE子系統(tǒng)輸出動力性能變化的條件下，聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體的輸出功率可以達到2 257 kW，較單獨提供動力的ICE系統(tǒng)熱效率提高12.6%。

從表2第二列可以看到，蒸發(fā)器內(nèi)熱阻較高的煙氣側(cè)壓降達到28 kPa，為了保證蒸發(fā)器出口煙氣順利排出動力系統(tǒng)且不引起外界環(huán)境空氣倒流，相當于ICE動力系統(tǒng)內(nèi)燃機氣缸出口煙氣背壓提高28 kPa。以上調(diào)整會引起內(nèi)燃機氣缸出口煙氣溫度提高約48 K，內(nèi)燃機輸出功率較設(shè)計工況降低215 kW，僅為1 788 kW。

盡管上述排氣背壓升高使得內(nèi)燃機子系統(tǒng)熱效率下降，但排氣溫度提高48 K，有利于提高可采集煙氣有效能()，并使得ORC子系統(tǒng)的輸出功率為279 kW，較不考慮耦合的ORC子系統(tǒng)可提高25 kW。

基于以上綜合影響，ICE與ORC的耦合效果，使得ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)的整體輸出功率為2 067 kW，較單獨驅(qū)動的ICE系統(tǒng)熱效率提高3.3%，遠低于不考慮耦合影響的聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)。

表2 ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)主要技術(shù)性能指標

聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱力學性能指標考慮耦合影響不考慮耦合影響蒸發(fā)器負荷/kW1 948.61 726.8蒸發(fā)器面積/m244.1/蒸發(fā)器對數(shù)平均溫差/K225207蒸發(fā)器內(nèi)煙氣側(cè)壓降/kPa280蒸發(fā)器換熱效率/[%]70.369.7ORC系統(tǒng)輸出機械功/kW279254ORC子系統(tǒng)熱效率/[%]9.99.7ORC子系統(tǒng)輸入熱LHV2 8172 595內(nèi)燃機子系統(tǒng)`口排氣溫度/K927879輸入內(nèi)燃機燃料熱值LHV/kW4 792.74 792.7內(nèi)燃機動力系統(tǒng)輸出功/kW1 7882 003內(nèi)燃機動力系統(tǒng)總熱效率/[%]37.341.8聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)總輸出功/kW2 0672 257蒸發(fā)器內(nèi)有機工質(zhì)流量/kg·s-17.056.02蒸發(fā)器出口有機工質(zhì)溫度/K433446聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱效率/[%]43.247.1熱效率改善程度/[%]3.312.6

圖2為聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)主要部件能耗能分布，可以看到，聯(lián)合循環(huán)中ORC子系統(tǒng)的冷凝器能耗最大，占到聯(lián)合循環(huán)整體輸入能量的25%；其次，為了避免蒸發(fā)器出口煙氣溫度低于露點可能引起的設(shè)備腐蝕等問題，ORC子系統(tǒng)蒸發(fā)器出口煙氣溫度設(shè)定較高(不低于200℃)，其顯焓損失占整個聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)的17%，ICE滑油及缸套散熱量最低，僅占15%。

而且繼續(xù)增加換熱面積會引起蒸發(fā)器內(nèi)煙氣側(cè)流動阻力和壓降的提高，從而可能明顯降低ICE輸出功率，影響聯(lián)合循環(huán)整體的熱力學性能改善程度。

由此可見，增加ORC子系統(tǒng)后，因蒸發(fā)器內(nèi)熱阻較大的煙氣側(cè)存在一定壓降，使得ICE氣缸出口背壓提高，導(dǎo)致熱效率較高的內(nèi)燃機輸出功率明顯下降；盡管ICE氣缸出口溫度的提高有利于增加ORC子系統(tǒng)的輸出功率，但由于ORC子系統(tǒng)自身熱效率不高，綜合效果使得ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體熱效率的改善程度并不大。

3.2 內(nèi)燃機負荷影響分析

圖4為CAT3516CDITA內(nèi)燃機獨立工作時，其熱效率、排煙溫度與負荷關(guān)系。從圖4可以看出，內(nèi)燃機氣缸出口煙氣溫度與其負荷之間呈接近線性關(guān)系。而內(nèi)燃機負荷下降至1 200 kW后，熱效率呈現(xiàn)出明顯下降特點。當內(nèi)燃機負荷從800 kW降低至200 kW，內(nèi)燃機熱效率降低約8%。

以下分析均是基于蒸發(fā)器出口有機工質(zhì)壓力恒定，即R123的壓力為2.5 MPa的條件得到的。

圖5為余熱采集蒸發(fā)器煙氣側(cè)壓降、ICE出口廢煙溫度與內(nèi)燃機負荷關(guān)系。可以看到，隨著內(nèi)燃機負荷的降低，由于內(nèi)燃機排煙流量下降導(dǎo)致蒸發(fā)器內(nèi)煙氣側(cè)壓降幅度也有所降低，這使得ICE出口背壓增加幅度及廢煙氣溫升幅度也有所下降。當內(nèi)燃機負荷從2 000 kW降低至200 kW，蒸發(fā)器內(nèi)煙氣側(cè)壓降從28 kPa降低至2.6 kPa，ICE出口廢煙氣溫升則從48 K降低至10 K。

圖7為蒸發(fā)器出口煙氣溫度、聯(lián)合循環(huán)熱效率、聯(lián)合循環(huán)熱效率改進程度與內(nèi)燃機負荷關(guān)系。從圖7可以看到，隨著內(nèi)燃機負荷降低，蒸發(fā)器出口煙氣溫度明顯下降，當內(nèi)燃機負荷從2 000 kW降至400 kW時，蒸發(fā)器出口煙氣溫度從473 K降至434 K，這可能會引起蒸發(fā)器出口煙氣溫度低于其露點溫度，從而產(chǎn)生設(shè)備腐蝕等隱患問題。

此外，從圖7還可以看到，由于考慮ORC子系統(tǒng)與ICE子系統(tǒng)的交互影響，隨內(nèi)燃機負荷的降低，聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體熱效率下降明顯，但聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體熱效率改進程度有所增加。在內(nèi)燃機負荷為400 kW時，熱效率改進幅度最大，可達16%。

4 結(jié)論

基于CAT3516CDITA ICE，構(gòu)建采集煙氣余熱的ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)方案，對該聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)關(guān)鍵設(shè)備如煙氣余熱采集蒸發(fā)器建立考慮傳熱與壓降耦合影響的殼管式換熱器模型，利用部件模型集成的聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)模型，研究了ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱力學耦合特性。

(1)在額定負荷條件下，增加煙氣余熱采集蒸發(fā)器后，為了克服余熱采集過程中熱阻較大的煙氣側(cè)壓降，內(nèi)燃機氣缸出口排氣壓力需增加28 kPa，其排氣溫度提高48 K，這導(dǎo)致內(nèi)燃機輸出功率降低215 kW，盡管ORC子系統(tǒng)輸出功率達279 kW，但其耦合效果使得ICE-ORC聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)整體輸出功率為2 067 kW，整體熱效率為43.2%，較獨立ICE系統(tǒng)提高3.3%。

(2)保持ORC子系統(tǒng)透平入口有機蒸汽壓力不變的條件下，蒸發(fā)器出口煙氣溫度隨著內(nèi)燃機負荷的降低而降低，且在低負荷條件下會出現(xiàn)低于露點溫度的情況，可能引發(fā)設(shè)備腐蝕等問題。在本文計算條件下，當內(nèi)燃機負荷從2 000 kW降低至400 kW，蒸發(fā)器出口煙氣溫度從473 K降至434 K。

(3)保持ORC子系統(tǒng)透平入口有機蒸汽壓力不變的條件下，聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱效率隨著內(nèi)燃機負荷的降低而降低，但熱效率改進程度有所增加。在本文計算條件下，當內(nèi)燃機負荷為400 kW時，聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱效率改進程度最大，為16%。

(4)隨著內(nèi)燃機負荷降低，由于蒸發(fā)器余熱采集對內(nèi)燃機氣缸出口排煙溫升幅度降低，是否考慮ORC子系統(tǒng)與ICE子系統(tǒng)的耦合，對聯(lián)合循環(huán)熱力學性能影響程度降低。

變量表

1,2,3,…——物流編號

Cp——有機工質(zhì)定壓比熱容/kJ·(kg·K)-1

Cp,w——冷卻水比熱/kJ·(kg·K)-1

do——出口管內(nèi)徑/m

di——進口管內(nèi)徑/m

h——比焓/J·kg-1

k——蒸發(fā)器綜合傳熱系數(shù)/W·(m2·K)-1

m——質(zhì)量流量/kg·s-1

p——壓力/kPa

P——功率/kW

Q——熱量/kW

t——溫度/K

希臘字母含義

α——對流換熱系數(shù)/W·(m2·K)-1

Δp——壓降/kPa

λ——管壁導(dǎo)熱系數(shù)/W·(m·K)-1

δ——管壁厚度/m

η——效率

下標含義

Aux——輔助設(shè)備

c——冷側(cè)

CC——聯(lián)合循環(huán)

h——熱側(cè)

ICE——內(nèi)燃機

LHV——低位熱值

ORC——ORC子系統(tǒng)

p——有機工質(zhì)泵

t——有機工質(zhì)透平