柳長昕，葉文祥，劉健豪，呂冠澎，趙庭祺，董景明

大連海事大學(xué)輪機(jī)工程學(xué)院，大連 116026

作為航運(yùn)業(yè)主要載體的遠(yuǎn)洋船舶，其有效能源利用效率不足50%[1]，大部分能源消耗以廢熱的形式排放到環(huán)境中，造成巨大能源浪費(fèi)的同時也導(dǎo)致碳排放居高不下；據(jù)國際海事組織（IMO）調(diào)查顯示[2]，目前國際航運(yùn)業(yè)的CO2排放量已占到全球CO2排放量總量的3%左右，若不采取相關(guān)解決措施，到2050 年該比例預(yù)計將增至18%.因此，開展基于余熱回收的船舶能效提升技術(shù)研究，是緩解能源短缺壓力和應(yīng)對嚴(yán)苛法律法規(guī)要求的有效途徑之一.

船舶余熱種類較多且回收潛力巨大，眾多研究結(jié)果已證明了溫差發(fā)電（TEG）技術(shù)和有機(jī)朗肯循環(huán)（ORC）技術(shù)在船舶余熱利用與能效提升方面的巨大潛力.Georgopoulou 等[3]提出了一種面向船舶應(yīng)用的TEG 模型，并對其回收船舶低品位余熱的潛力進(jìn)行了評估.鑒于溫差熱電材料轉(zhuǎn)換效率不高且普通TEG 裝置對船舶余熱回收效果有待提升，Yan，Liu 和其他研究學(xué)者在汽車尾氣余熱回收研究基礎(chǔ)上，針對船舶余熱特點(diǎn)及其換熱瓶頸，設(shè)計了基于多種船舶余熱的HP–TEG 裝置，并開展了理論及實驗研究[4–10]；Yang 和Yeh[11]從熱力學(xué)性能和最佳經(jīng)濟(jì)性入手，對基于ORC 營運(yùn)船舶主機(jī)煙氣余熱回收裝置的最大凈輸出功率和熱效率進(jìn)行了評估.目前，基于ORC 的船舶余熱利用存在難以回收多種類、多溫度區(qū)間的船舶余熱等局限.

Miller 等[12–13]提出了一種將TEG 和ORC 相結(jié)合的系統(tǒng)，高溫?zé)煔饪梢韵韧ㄟ^TEG 單元，在發(fā)電的同時實現(xiàn)溫降，后進(jìn)入蒸發(fā)器中預(yù)熱ORC 工質(zhì)，實現(xiàn)廢熱的充分利用；Qiu 和Hayden[14]建立了一種微型熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并通過實驗研究了系統(tǒng)的輸出性能[14]；舒歌群等[15–16]在面向汽車尾氣余熱回收的ORC 系統(tǒng)中，引入TEG 單元，為煙氣預(yù)降溫的同時做發(fā)電性能的補(bǔ)充，并開展了不同臨界條件下聯(lián)合系統(tǒng)性能的理論研究.

船舶余熱具有溫度梯度大、可回收體量多等特點(diǎn).為彌補(bǔ)傳統(tǒng)余熱利用方式的不足，在前期研究基礎(chǔ)上[4–10,17–18]，本文提出了一種基于TEG-ORC聯(lián)合循環(huán)的船舶余熱梯級利用新方法，并通過實驗研究探討了ORC 底循環(huán)蒸發(fā)壓力對系統(tǒng)輸出性能、熱效率、單位發(fā)電成本、主機(jī)煙氣余熱利用率等主要性能參數(shù)的影響.

1 TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)熱力學(xué)模型

TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)基本原理如圖1 所示.

圖 1 TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)理論模型Fig.1 Theoretical model of the thermoelectric generator and organic Rankine cycle (TEG-ORC) combined cycle

根據(jù)Seeback 效應(yīng)原理，在忽略散熱損失的情況下，最終可以得出TEG 系統(tǒng)的輸出功率WTEG及轉(zhuǎn)換效率η1為：

式中：Wh為溫差發(fā)電片熱端吸收功率，Wc為溫差發(fā)電片冷端放熱功率，單位均為W.

（1）TEG 底循環(huán)冷端.

工質(zhì)在溫差發(fā)電底循環(huán)冷端進(jìn)行第一級預(yù)熱，其余熱利用功率表示為：

（2）二級預(yù)熱器（主機(jī)缸套水預(yù)熱器）.

工質(zhì)在二級預(yù)熱器中由主機(jī)缸套水為其進(jìn)行預(yù)熱，其吸熱功率表示為：

（3）三級預(yù)熱器（增壓空氣預(yù)熱器）.

工質(zhì)在三級預(yù)熱器中由增壓空氣為其進(jìn)行預(yù)熱，其吸熱功率表示為：

工質(zhì)在蒸發(fā)器內(nèi)先定壓吸熱成為飽和液態(tài)，再定溫吸熱成為飽和氣態(tài)，其吸熱功率表示為：

工質(zhì)通過工質(zhì)泵從冷凝器輸送到溫差發(fā)電底循環(huán)冷端，工質(zhì)泵消耗的功率可表示為：

ORC 底循環(huán)的輸出功率表示為：

TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)總輸出功率表示為：

TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)熱效率表示為：

TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)總余熱利用功率表示為：

ORC 底循環(huán)的熱效率表示為：

式中，m為工質(zhì)流速，kg·s–1；h1、h2為工質(zhì)經(jīng)溫差發(fā)電底循環(huán)冷端預(yù)熱前后的焓值，h3為工質(zhì)經(jīng)二級預(yù)熱器預(yù)熱后的焓值，h4為工質(zhì)經(jīng)三級預(yù)熱器預(yù)熱后的焓值，h5為飽和蒸氣的焓值，h6為膨脹后乏汽的焓值，h7為工質(zhì)經(jīng)冷凝器冷凝后的焓值，單位均為kJ·(kg·K)–1.

（5）膨脹機(jī).

工質(zhì)蒸氣在膨脹機(jī)內(nèi)膨脹做功，膨脹機(jī)的輸出功率表示為：

（6）工質(zhì)泵.

（4）蒸發(fā)器.

2 實驗設(shè)計

2.1 基本原理

基于TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)的船舶余熱梯級利用裝置系統(tǒng)原理圖如圖2 所示.該聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)主要包括TEG 底循環(huán)和ORC 底循環(huán).

圖 2 基于TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)的船舶余熱梯級利用裝置系統(tǒng)原理圖Fig.2 Schematic of a ship waste heat cascade utilization system based on the TEG-ORC combined cycle

在TEG 底循環(huán)中，為克服其熱端與煙氣熱源的換熱瓶頸，設(shè)計了熱管強(qiáng)化換熱裝置，其冷凝段作為TEG 底循環(huán)的熱端.在TEG 底循環(huán)實現(xiàn)主機(jī)煙氣余熱第一次利用的同時，ORC 底循環(huán)的有機(jī)工質(zhì)作為冷源，吸收煙氣余熱同時實現(xiàn)其第一級預(yù)熱，經(jīng)過吸收后的主機(jī)煙氣溫度降低，保證了ORC 底循環(huán)余熱利用的安全性.

在ORC 底循環(huán)中，有機(jī)工質(zhì)在TEG 單元冷端實現(xiàn)第一級預(yù)熱后，利用主機(jī)缸套水余熱、增壓空氣余熱實現(xiàn)第二級、第三級預(yù)熱；隨后，通過回收主機(jī)煙氣剩余可用余熱，有機(jī)工質(zhì)在蒸發(fā)器出口汽化，進(jìn)入膨脹機(jī)做功并帶動發(fā)電機(jī)發(fā)電，做功后的乏汽到達(dá)冷凝器冷卻成液體，再次作為冷卻介質(zhì)返回到TEG 底循環(huán)冷端，完成循環(huán).

2.2 實驗設(shè)置

船舶余熱梯級利用TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)實驗系統(tǒng)如圖3 所示，主要由TEG 單元、ORC 發(fā)電單元、預(yù)熱器單元、數(shù)據(jù)監(jiān)測采集單元、控制單元五部分組成.其中，TEG 單元包括模擬煙氣加熱單元、冷卻單元、負(fù)載電路、控制電路等；ORC 發(fā)電單元包括蒸發(fā)器、小型渦旋膨脹機(jī)、冷凝器、工質(zhì)泵、儲液罐、控制電路等；預(yù)熱器單元包括缸套水換熱器、增壓空氣預(yù)熱器、控制電路等；數(shù)據(jù)監(jiān)測采集單元以及控制單元主要包括電路控制單元、壓力傳感器、溫度傳感器、熱電偶、數(shù)據(jù)采集裝置、滑動變阻器等.為保證實驗數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性，熱電轉(zhuǎn)換單元、各級預(yù)熱器、實驗管路等均用保溫材料等做好保溫與隔熱.

圖 3 TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)實驗系統(tǒng)（A—電路控制單元；B—模擬煙氣加熱單元；C—缸套水余熱利用單元；D—增壓空氣余熱利用單元；E—蒸發(fā)器；F—小型渦旋膨脹機(jī)；G—工質(zhì)罐；H—冷凝器；I—工質(zhì)泵；J—數(shù)據(jù)監(jiān)測和采集單元；K—流量傳感器；L—溫度傳感器；M—壓力傳感器；N—背壓閥；O—滑動變阻器）Fig.3 TEG-ORC combined cycle experimental system (A—circuit control unit;B—simulated exhaust heating unit;C—cylinder liner water waste heat utilization unit;D—charge air waste heat utilization unit;E—evaporator;F—small scroll expander;G—working fluid tank;H—condenser;I—working fluid pump;J—data monitoring acquisition unit;K—flow sensor;L—temperature sensor;M—pressure sensor;N—back pressure valve;O—slide rheostat)

本研究選取R22 為ORC 底循環(huán)工質(zhì)，并將一臺用其作為工質(zhì)的小型渦旋壓縮機(jī)改裝為聯(lián)合循環(huán)實驗系統(tǒng)的膨脹機(jī).相比傳統(tǒng)的膨脹機(jī)，渦旋壓縮機(jī)除專為壓縮過程進(jìn)行的外形設(shè)計帶來的效率下降外，其作為膨脹機(jī)使用的工作效率是可以接受的，而效率下降的主要原因是不能滿足作為膨脹機(jī)使用時要求的內(nèi)置體積比.通過對渦旋膨脹機(jī)的CFD 模擬可知，即使不對外形和內(nèi)部結(jié)構(gòu)作任何改變，其也可以用作渦旋式膨脹機(jī)[19–20].

3 數(shù)據(jù)與分析

為了更加直觀的對TEG 底循環(huán)和ORC 底循環(huán)規(guī)模及不同規(guī)模下系統(tǒng)性能進(jìn)行比較，將TEG底循環(huán)對主機(jī)煙氣余熱利用量QTEG與ORC 底循環(huán)對主機(jī)煙氣利用量QORC的比QTEG/QORC定義為TEG/ORC 底循環(huán)比，以Γ表示.以前期變底循環(huán)比實驗研究為依據(jù)，本研究中設(shè)定Γ=0.615.

保持ORC 底循環(huán)工質(zhì)流量不變，通過改變其蒸發(fā)壓力，得到不同工況下TEG 底循環(huán)和ORC 底循環(huán)的輸出功率、各級預(yù)熱器的余熱利用功率，并通過工質(zhì)在各級預(yù)熱單元中溫度、壓力的變化，計算得到熱效率、主機(jī)煙氣余熱利用量、發(fā)電成本等主要性能參數(shù).

不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的余熱利用功率如圖4 所示.由圖可知，在不同蒸發(fā)壓力下，TEG 底循環(huán)的余熱利用功率通常在330 W 上下小幅度波動、ORC 底循環(huán)中蒸發(fā)器的余熱利用功率最大，這與TEG 和ORC 各底循環(huán)輸出功率變化的實驗數(shù)據(jù)趨勢一致；此外，二級和三級預(yù)熱器的余熱利用功率基本穩(wěn)定，只是在0.7、0.73 和0.76 MPa 蒸發(fā)壓力工況下為零.其原因在于，當(dāng)蒸發(fā)壓力為0.6、0.63 和0.66 MPa 時，有機(jī)工質(zhì)在TEG 換熱單元內(nèi)部可實現(xiàn)汽化，其在TEG 底循環(huán)中對主機(jī)煙氣的利用受到較大影響；當(dāng)蒸發(fā)壓力為0.7、0.73和0.76 MPa，如有機(jī)工質(zhì)如果按照預(yù)定方案逐級預(yù)熱，將會在蒸發(fā)器前汽化相變，所以，相應(yīng)工況下有機(jī)工質(zhì)經(jīng)過一級預(yù)熱器預(yù)熱后直接到達(dá)蒸發(fā)器中，確保其在蒸發(fā)器中吸熱汽化.

圖 4 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的余熱利用功率Fig.4 System recovery power from waste heat under different working fluid evaporation pressures

實驗中，隨著工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增大，ORC 底循環(huán)中蒸發(fā)器的余熱利用功率也增加，系統(tǒng)總余熱利用功率也同步上升.在蒸發(fā)壓力為0.9 MPa 時，TEG 底循環(huán)、TEG 底循環(huán)冷端、二級預(yù)熱器、三級預(yù)熱器、ORC 蒸發(fā)器底循環(huán)的余熱利用功率和系統(tǒng)總余熱利用功率分別為560、332.64、134.40、203.28、1022.00 和1919.68 W.

圖5 為不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下各底循環(huán)的輸出功率及其發(fā)電成本的變化曲線.由圖可知，在不同蒸發(fā)壓力下，ORC 底循環(huán)的輸出功率和單位發(fā)電成本均高于TEG 底循環(huán).

圖 5 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的輸出功率和單位發(fā)電成本Fig.5 Power output and generation cost under different working fluid evaporation pressures

實驗中，由于底循環(huán)比不變，隨著蒸發(fā)壓力的增大，TEG 底循環(huán)輸出功率在23 W 左右小幅波動，與逐漸增加的ORC 底循環(huán)輸出功率疊加后，TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)實驗系統(tǒng)的總輸出功率隨之提升；同時，TEG 底循環(huán)發(fā)電成本也隨著蒸發(fā)壓力的增加略有降低，而ORC 底循環(huán)發(fā)電成本下降較為明顯，綜合影響，TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)的發(fā)電成本也隨之降低.在蒸發(fā)壓力為0.9 MPa 時，TEG 發(fā)電成本為0.733 ￥·(kW·h)–1，ORC 發(fā)電成本為3.56 ￥·(kW·h)–1，系統(tǒng)發(fā)電成本為3.09 ￥·(kW·h)–1.由于只是針對實驗系統(tǒng)，沒有考慮規(guī)模效應(yīng)，且ORC 底循環(huán)并未處于最佳性能的蒸發(fā)壓力工況，所以計算所得發(fā)電成本較高.

不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的單位發(fā)電成本和熱效率變化如圖6 所示.由圖可知，在不同蒸發(fā)壓力下，ORC 底循環(huán)單位發(fā)電成本始終高于TEG 底循環(huán)發(fā)電成本且占聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)發(fā)電成本比例較大，是影響系統(tǒng)發(fā)電成本的主要因素；同時，系統(tǒng)熱效率總體呈現(xiàn)上升趨勢.

圖 6 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的單位發(fā)電成本和熱效率Fig.6 Generation cost and thermal efficiency under different working fluid evaporation pressures

實驗中，隨著工質(zhì)蒸發(fā)壓力的逐漸增加，TEG 底循環(huán)發(fā)電成本小幅增加，ORC 底循環(huán)發(fā)電成本下降較為明顯，在系統(tǒng)發(fā)電成本呈降低趨勢的同時，系統(tǒng)熱效率在逐漸提升.這是由于工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增大，對TEG 底循環(huán)煙氣余熱利用的影響有限，但影響了成本模型中的設(shè)備修正費(fèi)用CBM、費(fèi)用修正系數(shù)FP，使TEG 底循環(huán)的成本小幅度增加；ORC 底循環(huán)發(fā)電成本隨蒸發(fā)壓力的提升而增加趨勢漸緩，這是因為隨著蒸發(fā)壓力的增加，ORC 底循環(huán)輸出性能以及蒸發(fā)器等余熱利用能力逐漸增強(qiáng)，結(jié)合成本模型中的換熱器換熱量Z、費(fèi)用修正系數(shù)FP、凈輸出功率Wnet等參數(shù)的綜合影響，系統(tǒng)發(fā)電成本逐漸降低.在蒸發(fā)壓力為0.9 MPa時，系統(tǒng)熱效率最高，達(dá)到7.25%.

不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的輸出功率和熱效率變化如圖7 所示.由圖可知，在不同蒸發(fā)壓力下，ORC 底循環(huán)的輸出功率和熱效率均高于TEG底循環(huán).圖中ORC 底循環(huán)的熱效率只選取了大于0.7 MPa 的工況，這是因為蒸發(fā)壓力在0.6～0.7 MPa的區(qū)間下，工質(zhì)R22 在TEG 底循環(huán)中已汽化為飽和蒸氣，與聯(lián)合循環(huán)設(shè)計初衷不符，故不予考慮.

圖 7 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的輸出功率和熱效率Fig.7 Power output and thermal efficiency under different working fluid evaporation pressures

實驗中，隨著工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增大，TEG 底循環(huán)的輸出功率和熱效率變化不明顯，ORC 底循環(huán)的輸出功率和熱效率均隨之變大，系統(tǒng)的總輸出功率和熱效率也隨之增加，且系統(tǒng)的熱效率大于各底循環(huán)的熱效率，這是因為，由聯(lián)合循環(huán)理論模型可知，TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)將TEG 單元冷端熱量用作ORC 工質(zhì)一級預(yù)熱，減少余熱浪費(fèi)的同時，也提升了整體的熱效率.當(dāng)工質(zhì)蒸發(fā)壓力為0.9 MPa時，TEG 底循環(huán)、ORC 底循環(huán)和聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)輸出功率分別為23.48、115.74 和139.22 W，其熱效率分別為4.19%、6.84%和7.25%.

圖8 為不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力工況下主機(jī)煙氣余熱利用量和煙氣溫降的變化趨勢.由圖可知，在不同蒸發(fā)壓力下，主機(jī)煙氣經(jīng)過ORC 底循環(huán)后的溫降遠(yuǎn)高于TEG 底循環(huán)，可見，ORC 底循環(huán)對主機(jī)煙氣余熱利用能力遠(yuǎn)高于TEG 底循環(huán).

實驗中，在0.7～0.9 MPa 工況下，隨著工質(zhì)蒸發(fā)壓力逐漸增大，TEG 底循環(huán)余熱利用量存在小幅度波動，這與圖4 中TEG 底循環(huán)的余熱利用功率變化相符，所以主機(jī)煙氣溫降波動較??；ORC 底循環(huán)利用主機(jī)煙氣余熱的能力隨著工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增加而增強(qiáng)，因此經(jīng)過ORC 單元后的煙氣溫降也逐漸增大.在蒸發(fā)壓力為0.9 MPa 時，TEG 和ORC 底循環(huán)余熱利用量分別為579.04 和941.53 kJ，主機(jī)煙氣溫降ΔT1和ΔT2分別為28.40 和46.18 K.

圖 8 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下主機(jī)煙氣余熱利用量和煙氣溫降Fig.8 Waste heat recovery quantity and temperature drop of the gas under different working fluid evaporation pressures

圖9 為不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下主機(jī)煙氣余熱利用率和輸出功率的變化曲線.由圖可知，當(dāng)蒸發(fā)壓力為0.6、0.63 和0.66 MPa 時，有機(jī)工質(zhì)在TEG 換熱單元內(nèi)部可實現(xiàn)汽化，利用主機(jī)煙氣余熱較多，所以主機(jī)煙氣余熱利用率較大；當(dāng)蒸發(fā)壓力為0.7～0.9 MPa 時，有機(jī)工質(zhì)均在蒸發(fā)器中汽化為飽和蒸氣，與聯(lián)合循環(huán)設(shè)計理念相符.

圖 9 不同工質(zhì)蒸發(fā)壓力下主機(jī)煙氣余熱利用率和輸出功率Fig.9 Waste heat recovery rate and power output under different working fluid evaporation pressures

實驗中，隨著蒸發(fā)壓力的逐漸增大，TEG-ORC聯(lián)合循環(huán)實驗系統(tǒng)的主機(jī)煙氣余熱利用率保持小幅波動，與之相對應(yīng)TEG 底循環(huán)輸出功率幾乎保持恒定，ORC 底循環(huán)、TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)的輸出功率均同步增大.當(dāng)蒸發(fā)壓力為0.9 MPa 時，主機(jī)煙氣余熱利用率達(dá)62.15%.限于實驗條件，工質(zhì)蒸發(fā)壓力的變化范圍有限，但結(jié)合仿真及模擬研究可知[18]，主機(jī)煙氣余熱利用率和輸出功率均隨工質(zhì)蒸發(fā)壓力的變化小幅度波動.

4 結(jié)論

本文設(shè)計了一種TEG-ORC 聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)，用于實現(xiàn)船舶主機(jī)煙氣、主機(jī)缸套水、增壓空氣等多種余熱的梯級利用.實驗研究表明，在TEG/ORC底循環(huán)比和工質(zhì)流量不變以及工質(zhì)蒸發(fā)壓力在0.6～0.9 MPa 的工況下，實驗系統(tǒng)的輸出功率和熱效率隨工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增加而增大，發(fā)電成本隨工質(zhì)蒸發(fā)壓力的增加而減少；此外，聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)更好的利用了TEG 單元冷端散熱，提升系統(tǒng)余熱利用性能，使其熱效率高于各底循環(huán)且發(fā)電成本低于各底循環(huán).當(dāng)工質(zhì)蒸發(fā)壓力為0.9 MPa 時，系統(tǒng)輸出功率為139.22 W，熱效率為7.25%，發(fā)電成本為3.09 ￥·(kW·h)–1.