宋 杨，彭杰伟

（1. 中国船舶重工集团有限公司 科技与信息化部，北京 100097；2. 上海船用柴油机研究所，上海 200090）

0 引 言

船用中速柴油机所排废气的温度在300～500℃，属于中高温余热，主要用来加热船用重油和生活用水。据统计，船舶柴油机中的热能约有50%是通过废气的形式排出的。薛佳[1]通过对比不同透平回收能量的方案，获得3%～12%不等的回收率，指出在矿砂船上使用废气回收节能装置是可行的。因此，有效回收利用内燃机排气余热，对于提高热能利用效率、减少废气排放带来的环境污染而言具有重要意义。本文提出利用该部分余热直接驱动动力涡轮对外发电，不仅能提高能源利用率，改善船舶的废气排放性能，而且能简化辅助系统，节省空间。

目前有关船用柴油机余热发电透平的研究较少，部分研究以车载尾气余热发电和有机朗肯循环为背景。例如：郝旭涛[2]对适用于车载尾气余热发电系统的向心透平进行内部流场模拟，并在不同工况下分析向心透平的性能，获得最佳的入口压力和转速范围；DONG等[3]对以R123为介质的有机朗肯循环透平进行数值模拟研究，对出口叶片的角度、叶高和粗糙度等进行详细分析，并建立考虑表面粗糙度的修正模型，以此获得较好的流动模拟结果；PAN等[4]依靠DPM模型探讨烟气涡轮入口雷诺数对颗粒沉积的影响；邱志明[5]和薄泽民[6]对用于有机朗肯循环发电的向心透平进行试验和模拟研究，并基于模拟结果对透平叶轮进行优化，为向心透平的优化研究提供参考。

柴油机涡轮增压器的应用与本文所述余热发电透平类似，已有的大量柴油机涡轮增压器研究为余热发电透平研究提供了重要的理论支撑。刘扬[7]基于计算流体动力学（Computational Fluid Dynamics, CFD）对柴油机涡轮增压器进行内部流场模拟分析，成功获得与试验和理论相符的压气机特性曲线及其脉动压力；张新[8]依靠CFD对涡轮增压器内部流动进行验证性研究，表明涡轮的设计合理，数值计算可行；李建建[9]结合叶轮旋转带来的离心力，对涡轮叶轮进行耦合计算，并根据流场分析结果对蜗壳结构进行优化；陈瑛[10]通过NUMECA数值计算平台探究涡轮级内部流动损失情况，为改善涡轮级内部流动情况提供流场参考。

此外，文献[11]～文献[17]对透平内部结构进行深入研究，可为本文的涡轮设计和流场分析提供参考。例如：许晶莹等[15]为研究高压涡轮变几何对涡轮整体性能的影响，对涡轮的高压和低压级流动进行全三维数值模拟研究，结果表明，高压导叶发生变化会导致流场结构及其损失发生改变；邵龙[16]利用Fluent软件对向心透平内部流动的单流道进行数值模拟，研究导叶安装角和数量等对流动特性的影响，并基于此将叶轮效率提高1.05%；陈雷等[17]采用数值计算方法研究涡轮叶片前缘形状对其气动性能的影响，发现非圆弧形前缘形状可改善涡轮的流动特性，提高其工作效率，但对于非设计工况而言，气流攻角大幅改变会给涡轮的气动性能带来负面影响。

综上所述，为回收柴油机的排气余热，提高热能利用效率，本文基于涡轮增压器研究成果[18-21]，在考虑柴油机、涡轮和增压器之间的匹配关系的基础上，针对 140kW、30000r/min的动力涡轮，采用数值模拟方法对船用柴油机余热发电透平进行流场分析，为余热发电透平的设计优化和应用提供参考。

1 涡轮模型

本文设计的涡轮属于向心式透平，由于实现向心式透平的多级结构难度较大，故目前仍以单级结构为主。该透平的最大优点是能利用较大的焓降，圆周速度较高（一般可达400～500m/s），常用于质量轻、尺寸小的场合[22]。因此，本文在质量、尺寸和效率等要求较高的船舶上采用向心式透平形式。

影响向心透平效率的参数主要有导叶速度系数、动叶速度系数、反动度、速比、轮径比、动叶进口绝对气流角和动叶出口相对气流角。在设计过程中，基于对透平整体尺寸和占用空间的考虑，在这7个参数满足各自约束条件的基础上进行优选。确定叶轮的气动和结构参数之后，对导叶进行选型并确定其大小和安装位置，最后完成蜗壳的结构设计。表1为涡轮本体的主要参数。

表1 涡轮本体的主要参数

1.1 叶轮设计

叶轮造型设计在ANSYS Bladegen模块中完成。基于一维气动设计[22-25]，采用分层控制中弧线与叶片厚度的控制方法对叶轮形状进行设计，其中：弧线的形状主要由叶片角和包络角分布体现；流面形状主要由中弧线形状和厚度分布体现。考虑到叶轮的工作温度在300～500℃，叶轮材料选用K418镍基合金，叶轮三维模型见图1。

1.2 导叶设计

向心透平的导叶主要有楔状、岛状和气动型等3种，为获得更好的气动性能，本文采用TC-2P气动型导叶。该导叶的出口斜切部分可使导叶流道中的气流进一步膨胀，获得高马赫数的亚音速流动，其三维模型见图2。

1.3 蜗壳设计

本文的蜗壳设计以“将工质均匀地分流到导叶流道中而不发生明显的气流加速”为基础，气流进入导叶流道之前的设计马赫数小于 0.2。蜗壳截面形状对流动性能的影响不大，考虑到设计和制造的便利性，采用圆形截面，其三维模型见图3。

图1 叶轮三维模型

图2 导叶三维模型

图3 蜗壳三维模型

2 流动模拟结果分析

对涡轮结构进行设计和建模之后，对蜗壳、导叶和动叶流道进行数值模拟。

1) 蜗壳流道网格采用ICEM模块划分，得到非结构化网格。经过网格无关性验证，最终确定蜗壳流道网格数为2460124个。

2) 导叶和动叶流道网格采用TurboGrid模块划分，选取ATM-Optimized为网格拓扑优化方式。经过网格质量检查和网格无关性验证，最终确定计算模型中单个流道导叶网格数为252348个，单个流道动叶网格数为243256个。

各流体域之间采用interface连接。湍流模型采用精度较高的k-ε双方程模型，壁面附近区域的边界条件设定为绝热无滑移边界条件。设置流体工质为理想空气，给定质量流量、进口总温和出口静压，并取转速为30000r/min，同时以进口总压为收敛判断条件。设计工况主要性能参数见表2，其中“一维计算结果”为本文所述透平在设计计算阶段的计算结果。通过对比发现，仿真结果与一维计算结果一致，偏差在10%以内。

表2 设计工况主要性能参数

2.1 蜗壳流动特性分析

蜗壳流道内的流场、温度场和压力场分布见图4。由图4可知，蜗壳内的温度和压力基本上没有变化，流线光顺且分布均匀，隔舌附近产生局部流动混合，但影响范围很小，整体流动状态良好。

图4 蜗壳流道内的流场、温度场和压力场分布

2.2 导叶流动特性分析

导叶流道内的流场、温度场和压力场分布见图5。总体上看，导叶流道内的流场、温度场和压力场分布均匀，各导叶之间具有极高的相似性，保证了气流进入动叶时的均匀性和稳定性。由 5a)可知，气流在导叶流道内加速明显，导叶流道前半段加速平缓，气流速度的大小在100～200m/s，气流经过喉部在斜切部分进一步膨胀加速，流线发生偏转，此时气流速度急剧增大，并以 535m/s的平均速度由导叶出口进入叶轮进口。相应地，由图5b)和图5c)可知，温度和压力在流道前段变化平缓，经过喉部之后快速降低至约336℃和183kPa。斜切部分有轻微的激波产生，但整体流线分布均匀，未出现明显的漩涡，对主流的影响很小。同时，气流速度在斜切部分之后略有降低，表明气流在导叶与叶轮之间的径向间隙内发生了混合。

图5 导叶流道内的流场、温度场和压力场分布

为直观地反映导叶壁面上压力的分布情况，对比 10%、50%和90%叶高处的导叶壁面压力分布情况（见图6）。由图6可知：导叶壁面压力的大小在 138～380kPa，导叶压力面进口处压力为380kPa，且沿着流线方向，在0～0.75流向位置范围内基本上保持不变（仅下降13kPa），随后在经过导叶喉部时急剧下降，并在导叶尾部降至226kPa；不同于压力面，导叶吸力面的压力有持续下降的变化，并在0.87流向位置处降至最小压力138kPa，随后在吸力面与压力面的气流交混作用下回升至226kPa；不同叶高处的壁面压力分布曲线几乎重合，表明在叶高方向的流动分布均匀，蜗壳的流动组织合理。

图6 10%、50%和90%叶高处的导叶壁面压力分布

2.3 叶轮流动特性分析

叶轮全周流道内的流场、温度场和压力场分布见图7。由于导叶流道内的气流充分加速，而叶轮入口处的圆周速度受速比的限制相对较小，导致动叶入口处产生较大的攻角，造成叶轮吸力面出现比较明显的流动分离，并产生涡旋，动叶尾缘处有小范围的尾迹区，没有漩涡产生。动叶进口处存在驻点高压区，气流经过驻点之后，其压力在压力面侧前段逐渐降低，变化均匀，在接近出口时迅速降低；吸力面侧入口附近存在明显的低压区，压力在接近尾缘处有所回升，表明流动分流受到抑制。

图7 叶轮全周流道内的流场、温度场和压力场分布

图8为10%、50%和90%叶高处的动叶壁面压力分布。由于气流是经由导叶加速并降压之后到达动叶的，故动叶表面的压力较小（28～245kPa）。不同于导叶压力面的压力急剧变化，动叶压力面的压力变化比较均匀且平缓，表明气流对叶轮稳定、持续地做功；同时，由于流动分离的存在，在动叶吸力面出现28kPa的低压区，但其影响较小，因此吸力面的压力快速回升并保持不变。此外，在轮毂和动叶表面扭转的作用下，气流流线发生偏转，并导致10%叶高处的吸力面压力上升至139kPa。

2.4 动叶和静叶流动特性分析

为分析流体流经导叶和叶轮时速度、温度和压力的变化规律，本文提取导叶入口处、叶轮入口处和叶轮出口处的速度、温度和压力，相应监测点布置示意见图9，各监测点的空间位置由其与过涡轮轴线的平面夹角α确定，因此蜗壳隔舌位置的位置角α≈90°。

图8 10%、50%和90%叶高处的动叶壁面压力分布

图9 涡轮监测点布置示意

图10为图9中各监测点的压力、温度和速度分布。由图10可知：在蜗壳良好的引流作用下，导叶进口处的压力、温度和速度均保持一致；叶轮出口处的参数略有偏差，压力、温度和速度的最大偏差分别约为1.2%、18.5%和18.4%；叶轮进口处的偏差最大，这与动叶和静叶之间的相对运动及位置关系有关；在180°和 208°位置角处，叶轮进口出现较大的压力（238kPa）、较高的温度（377℃）和较低的气流速度（454m/s），这是因为在该角度区域叶轮内出现了涡流。

此外，从图10中还可看出流体在流经静叶和动叶过程中压力、温度和速度的变化趋势。由图10a)可知，气流压力在导叶进口处最大，随后在导叶的膨胀加速作用下，在叶轮入口处大幅下降，之后又在叶轮流道中持续下降；相似的，温度也随着气流流经导叶和叶轮呈现持续下降的趋势。然而，气流速度在导叶进口处最低，随后在叶轮进口处升至最高596m/s，并在叶轮流道中逐渐降低至264m/s，这反映了流体在叶轮中的做功过程。

图10 涡轮内各监测点的压力、温度和速度分布

3 结 语

本文根据船用柴油机排气的流量和热力状态对采用一级径流式结构的透平设计和流场模拟进行了分析，主要得到以下结论：

1) 基于对透平整体尺寸和占用空间的考虑，在设计时选用的速比（0.474）小于最优值，但叶轮径向尺寸可减小30%。

2) 模拟结果与一维计算结果相一致，最大偏差小于 10%，符合工程应用计算要求，验证了数值模拟方法的正确性。

3) 由蜗壳、导叶和叶轮处的流场、温度场和压力场分布可知，本文所述蜗壳内流线光顺且分布均匀，温度和压力基本上保持不变，整体流动状态良好。气流在导叶流道内分布均匀，并快速膨胀加速至535m/s进入叶轮进口，相应的温度和压力降至336℃和183kPa。此外，由于动叶入口处产生了较大的攻角，导致叶轮吸力面出现了明显的流动分离和涡旋。

通过提取比较涡轮静叶至动叶的流道压力、温度和流速发现，在蜗壳良好的引流作用下，导叶进口处的压力、温度和速度均保持一致；但在动叶与静叶的相对运动影响下，不可避免地在部分动叶流道中出现涡流，导致压力和温度增大、流速下降。