随着我国经济进入高速发展阶段,经济总量逐年增大,能源消耗量也随之增大.能源是经济发展的物质基础,为保证国民经济的可持续发展,必须有可持续供应的能源作为支撑.能源消费总量巨大、能源结构不合理、单位国民生产总值(GDP)能耗过高及能源对外依存度过大等问题已经引起全社会的广泛关注.余热回收是解决上述问题的有效途径之一.

中高温余热的回收利用技术相对成熟,已经得到广泛的应用.然而,工业生产和自然环境中存在大量的低温余热,包括热水、低品位烟气、蒸汽及地热等,由于品位低,绝大部分不能被很好地再利用,回收这些余热并加以利用既有助于提高能源利用效率,又能有效减少工业生产对环境的污染,具有十分重要的意义.

有机朗肯循环(ORC)系统在回收低温余热中具有较明显的优点,是未来低温余热回收利用的发展趋势之一.西方发达国家对ORC系统技术保密,国际上一些低温余热发电设备生产商,如ORMAT、PRATT & WHITNEY、GE油气集团等,已完成对我国大型冶金企业及石油化工企业低温余热资源的初步调查,准备进入我国市场.因此,加快研究,尽快攻克ORC技术难题,增强我国ORC设备制造及配套能力已刻不容缓.2012年ORC技术被国家四部委联合收录至《重大技术装备自主创新指导目录》,这对推动低温余热利用的ORC技术发展具有重大作用.

目前国内对ORC系统及透平的研究较多,清华大学、中国科学院、中国科技大学及浙江大学等科研院所都对ORC进行了系统的研究^{[1, 2, 3]}.然而轴流透平的设计及研究没有公开的文献可查.本文采用R123为工质进行了ORC系统和轴流透平的设计.利用NUMECA软件对设计方案进行了CFD数值模拟,并对结果进行对比分析.

针对温度为130~160 ℃的热源和27 ℃的冷却水的条件,所设计的ORC系统如图 1所示,图中1、2、3、4均为状态点,各点主要参数如表 1所示.该系统采用R123工质作为循环介质,冷凝器、蒸发器及预热器均为管壳式换热器.系统热力计算采用基于EES软件编写的程序进行计算.该程序能针对不同热源和冷源,对ORC系统进行热力计算,计算所采用的有机工质物性参数采用美国国家标准与技术研究院(National Institute of Standards and Technology,NIST)的数据.

图 1

Fig. 1

图 1ORC系统简图 Fig. 1 Diagram of the ORC system

表 1 Tab.1

表 1 ORC系统各状态点参数 Tab.1 Parameters of main positions in the ORC system 状态点 所处位置 压力P/kPa 温度T/℃ 密度ρ/(kg·m-3) 焓h/(kJ·kg-1) 1 泵出口 786.8 35.69 1 438.00 237.5 2 膨胀机进口 776.8 100.10 46.33 442.8 3 膨胀机出口 140.7 52.05 8.34 416.4 4 泵进口 140.7 34.90 1 438.00 236.5

表 1 ORC系统各状态点参数 Tab.1 Parameters of main positions in the ORC system

ORC系统与传统水蒸气朗肯循环有着很大的差别.一般来说,轴流ORC膨胀机的单级进出气容积变化较大;透平段整体温度较低;与普通凝汽式汽轮机相比轴流透平膨胀机背压较高;就系统而言,由于低压区相对汽轮机背压依然较高,工质外漏的风险较大,且有机工质相对于水蒸气价格非常昂贵,因此系统各部件包括透平膨胀机设计都对密封的要求比较高.这些主要差别决定了ORC低温余热发电系统的一些特点.本文的设计考虑采用机械密封作为膨胀机轴端密封.由于整个系统的温度相对传统汽轮机要低很多,系统各部件的热应力较小,对结构设计,尤其是透平膨胀机转子部分的强度和材料要求不是很高.此外,相较于水蒸气朗肯循环,两者最大的区别就是工质物性参数的区别,有机工质分子量大、音速低、总焓降小、膨胀比较大.因此,透平膨胀机、换热器、工质泵和仪表阀门等的设计选型均与普通水蒸气朗肯循环不同,需要特别注意避免生搬硬套传统水蒸气的相关经验和公式.

ORC轴流透平通流图如图 2所示.ORC系统所用膨胀机主要有透平膨胀机、螺杆膨胀机和蜗旋膨胀机三大类,其中透平膨胀机中较为常见的为向心透平^[2].轴流透平膨胀机相较于其它几类的主要优点有:① 静叶出口马赫数不高于1,变工况性能更佳;② 转速3 000 r·min^-1,可以不用齿轮箱,与发电机直联;③ 低线速度对叶轮强度要求不高;④ 密封装置设计选型难度较高速透平低.

图 2

Fig. 2

图 2 ORC轴流透平通流图 Fig. 2 Flow passage of axial turbine in the ORC system

表 2 Tab.2

表 2 轴流透平主要设计工况参数 Tab.2 Main design conditions of axial turbine 参数名称 数值 透平入口温度/℃ 110 透平入口压力/kPa 785 透平出口压力/kPa 140 R123工质的流量/(kg·s-1) 45 透平额定转速/(r·min-1) 3 000

表 2 轴流透平主要设计工况参数 Tab.2 Main design conditions of axial turbine

轴流透平的通流部分主要分为进气道、静叶、动叶和出气道.根据热源及工质的不同,轴流透平需要采用不同的级数和部分进气度以保证透平的效率.本文中热力计算不涉及进气道和出气道的计算.轴流透平主要设计工况参数如表 2所示.

本文根据设计工况参数,采用了三级轴流方案,采用自编程序对三级动静叶栅进行了一元热力计算.为了便于叶片的加工,减小级的端部损失,提高级的效率,轴流透平应该尽量选取同样的动静叶型,并将第一级静叶叶高控制在15 mm以上.主要计算参数如表 3所示.该透平采用冲动式直叶片,对于叶片径高比大于10的叶片需要根据完全径向平衡方程设计弯扭叶片以提高级效率^[4].

表 3 Tab.3

表 3 轴流透平各级主要计算参数 Tab.3 Main calculated parameters in each stage of axial turbine 参数名称 数值 第一级 第二级 第三级 级入口温度/℃ 110 92 81 级入口压力/kPa 785 441 248 级出口压力/kPa 441 248 140 级的内功率/kW 355 356 345 级轮周效率 0.90 0.90 0.89 静叶出口气流角/(°) 11 15 21 静叶出口马赫数 1 0.99 0.99 静叶叶高/mm 48 59 71

表 3 轴流透平各级主要计算参数 Tab.3 Main calculated parameters in each stage of axial turbine

本文利用NUMECA软件对透平通流部分进行数值模拟^[5]以验证一元热力计算的准确性.具体的计算方法为:

(1) 控制方程为三维雷诺平均N-S方程;

(2) 湍流模型为Spalart-Allmaras单方程模型;

(3) 离散方法为空间项采用二阶中心差分格式,时间项采用四阶龙格-库塔法;

(4) 动静交界面采用周向混合法(mixing plane approach);

(5) 边界条件如表 2所示,全部采用结构化网格,网格总数245万,如图 3所示.

经计算,数值模拟计算值与设计值偏差不大,均在5%以内,表 4为两者对比情况.由于篇幅所限加上第三级的设计为整个通流部分设计的难点,本文仅对总体结果和第三级部分参数进行对比分析.

图 3

Fig. 3

图 3 CFD数值模拟网格 Fig. 3 Mseh of CFD numerical simulation

表 4 Tab.4

表 4 CFD数值模拟结果与设计值对比 Tab.4 Comparison between desigh values and simulation results 参数名称 设计值 计算值 透平比功率/(kJ·kg-1) 26.40 26.36 透平总效率 0.886 0.895 透平出口温度/℃ 67.00 66.30 第三级静叶出口角/(°) 21.00 19.61 第三级进口焓值/(kJ·kg-1) 434.89 434.27 第三级动叶出口角/(°) 33.96 33.16

表 4 CFD数值模拟结果与设计值对比 Tab.4 Comparison between desigh values and simulation results

从CFD数值模拟结果来看,轴流透平各级从10%叶高到90%叶高处流线均较为光顺,没有在叶片内弧与背弧处检测到流动的附面层分离和涡的存在,如图 4所示.图 5为第三级50%叶高密度云图.从图 5可以看出,在静叶喉部下游背弧处有一低密度区.这是由喉部工质气体达到临界状态后气流的突然膨胀及气流偏转所致.在流线图中没有捕捉到涡的存在,可知该低密度区对级的效率影响不大.

第三级静叶和动叶出口绝对气流角沿叶高的分布如图 6所示,可以看出,第三级静叶出口绝对气流角沿叶高从25°到19°不等,与设计值21°存在少许的偏差.这种偏差主要是由于设计叶片出口气流落后角时估计不足造成的.设计中叶片采用直叶片,然而由于直径变化,在径向上气流有一定的偏转,这种偏转需要在设计时使用径向平衡方程进行计算.对于径高比较小的叶片,需要采用弯扭叶片的设计以进一步提高效率.第三级动叶沿叶高的出口绝对气流角分布比静叶的更不均衡,最大偏差与设计值相差近20°.最大偏差发生在叶顶处,这与第三级动叶叶片高度有关,高度越高这种偏差越大.因此,该轴流透平的优化设计要重点考虑第三级动叶的空间造型,尽可能采用弯扭叶片代替直叶片.

图 4

Fig. 4

图 4 第三级50%叶高流线图 Fig. 4 Streamline of 3rd stage on the 50% blabe height

图 5

Fig. 5

图 5 第三级50%叶高密度云图 Fig. 5 Density nephogram of 3rd stage on the 50% blabe height

图 6

Fig. 6

图 6 第三级静叶和动叶出口绝对气流角沿叶高分布 Fig. 6 Absolute outflow angles along 3rd fixed blade and moving blade

图 7分别为第三级静叶和动叶在中间截面的载荷分布.从图中可以看出,第三级静叶的载荷主要分布在叶片的后部,且载荷的变化较为光 滑,仅尾缘部分有些波动.这是因为喉部为临界状态,在喉部之后流动有个转捩,进入叶栅的斜切部分,该部分的流动较为混乱,损失也较大.第三级动叶的载荷分布在前缘位置变化较大,叶片前缘后载荷分布较为均衡.这是因为动叶前缘相对于静叶前缘较为尖锐,而动叶叶型厚度沿轴向分布较为平均,且安装角接近90°所致.

图 7

Fig. 7

图 7 第三级静叶和动叶载荷分布 Fig. 7 Load distributions of 3rd fixed blade and moving blade

本文主要介绍了有机朗肯循环系统的设计.针对轴流透平的设计对其进行了CFD数值模拟及通流部分的结构设计.从分析对比的结果来看,应用于ORC系统的多级轴流透平的设计值与数值模拟计算值偏差不大.流场中涡和二次流较少,效率相较单级向心透平高.

由于采用多级轴流型式,透平除了可以与发电机直联,叶轮最大线速度、静叶出口马赫数及轴封处线速度均远低于单级向心透平.这将使叶轮强度要求、转子-轴承系统设计难度以及材料的选择要求降低,轴端密封更易于选型设计,同时省却了一个齿轮箱.若设计得当则轴流透平将比向心透平及双螺杆膨胀机更适合于某些ORC系统应用场合.

通流的设计及数值模拟尽管得到了不错的气动效果,但仍然需要结合强度、结构及转子动力学特性对设计进行进一步校核.进气道、出气道及叶型也有进一步优化的空间.透平总体性能参数及变工况性能还有待试验的进一步验证.