發動機兩級有機朗肯循環尾氣余熱回收系統的研究

楊富斌，董小瑞，王 震，楊 凱，張 健，張紅光

（1.中北大學機電工程學院，山西 太原 030051；2.北京工業大學環境與能源工程學院，北京 100124）

隨著汽車工業的高速發展，汽車的保有量越來越大，汽車所消耗的能源也不斷增加。同時，由于汽車發動機的能量利用率很低，燃料燃燒所產生的熱量只有30%左右被有效利用，其余的熱量被排放到大氣中，在破壞環境的同時也造成了能源的浪費［1］。因此，對發動機尾氣余熱進行回收利用是提高汽車發動機燃油利用率、節約能源的有效途徑。

發動機尾氣余熱品位較低，能量回收困難。采用低沸點的有機工質作為循環工質的有機朗肯循環（ORC）可有效回收低品位的中低溫熱源，利用發動機尾氣中的余熱做功已成為發動機余熱利用領域新的研究熱點［2］。Mago等［3］對內燃機—有機朗肯循環聯合動力系統進行了研究，認為通過有機朗肯循環系統可使內燃機的熱效率和 效率提高10%左右。國內對發動機尾氣余熱利用也進行了相關研究，西安交通大學的何茂剛等［4］針對汽車發動機排氣余熱、冷卻水余熱和潤滑油余熱的特點，提出了一種新型的適用于車用發動機余熱回收的熱力循環系統。北京工業大學對采用R245fa作為循環工質回收柴油機尾氣余熱的系統進行了理論和試驗研究［5］。本研究通過建立系統熱力學模型，采用R245fa作為循環工質，在不同的工質蒸發溫度和膨脹機膨脹比條件下，對兩級有機朗肯循環系統和基本有機朗肯循環系統的熱力性能進行了分析和比較。

1 有機朗肯循環系統

1.1 基本有機朗肯循環系統

基本有機朗肯循環系統主要由蒸發器、單螺桿膨脹機、冷凝器和工質泵四部分組成。本研究所提出的基本有機朗肯循環系統見圖1。

低沸點液態有機工質經工質泵加壓后，被送到蒸發器中。工質在蒸發器中吸收發動機尾氣的熱量轉變為高溫高壓蒸氣，高溫高壓蒸氣在單螺桿膨脹機中膨脹并推動單螺桿膨脹機做功，做功后的乏氣經冷凝器冷凝為液體后，被送回到泵中，開始新一輪的循環。

1.2 兩級有機朗肯循環系統

兩級單螺桿膨脹機有機朗肯循環系統是在基本有機朗肯循環系統的基礎上增加了一級單螺桿膨脹機和一個中間再熱器，其系統結構見圖2。

經工質泵加壓后的有機工質被送到蒸發器中，在蒸發器中和發動機尾氣進行熱量交換后的有機工質轉變為飽和蒸氣態。飽和蒸氣在第Ⅰ級單螺桿膨脹機中膨脹做功，膨脹至某一中間壓力的乏氣被全部引出，送入中間再熱器中進一步吸收由蒸發器出來的發動機尾氣的熱量。乏氣吸熱后變為高溫高壓蒸氣推動第Ⅱ級單螺桿膨脹機做功。經過兩級單螺桿膨脹機后，乏氣進入冷凝器中冷凝為液體。之后，回到工質泵中開始新一輪的循環。

1.3 循環系統膨脹機和有機工質的選擇

系統中的動力輸出裝置采用自行研制的單螺桿膨脹機［6］。單螺桿膨脹機克服了傳統蒸汽輪機和燃氣輪機功率不能太小的缺陷，對進氣要求不高，可以是過熱蒸氣、飽和蒸氣、氣液兩相和熱液。因此，單螺桿膨脹機在低品位熱能回收中具有獨特的優勢。

有機工質的選取對于循環系統的熱力學性能起著重要作用。在滿足環保要求的條件下，還應使系統效率更高、工作更穩定［7］。本研究所選擇的R245fa能夠很好地滿足這些要求。R245fa部分特性見表1。

表1 R245fa特性

2 系統熱力學模型

2.1 基本有機朗肯循環系統熱力學模型

圖3示出基本有機朗肯循環系統溫熵圖，循環過程計算公式如下。

1）等壓吸熱過程（4—1）

液態有機工質在蒸發器中被發動機尾氣余熱加熱成飽和蒸氣，忽略蒸發器的換熱損失，有機工質吸收的熱量與發動機尾氣釋放的熱量相等。換熱量的計算公式為

2）實際膨脹過程（1—2）

單螺桿膨脹機等熵效率為

單螺桿膨脹機輸出功率為

式中：h2為工質在單螺桿膨脹機出口處實際焓值；h2s為工質在單螺桿膨脹機出口處理論焓值；ηm為單螺桿膨脹機機械效率。

3）等壓冷凝過程（2—3）

在這個過程中，忽略冷凝器的換熱損失，有機工質釋放熱量與冷卻水吸收熱量相等，換熱量為

式中：h3為工質在冷凝器出口處焓值。

4）等熵壓縮過程（3—4）

工質泵消耗功率為

式中：h4為工質在工質泵出口處焓值；ηb為工質泵機械效率。

系統凈輸出功率：

系統熱效率：

系統 效率：

式中：Tl為低溫熱源溫度；Th為高溫熱源溫度。系統總不可逆損失：

式中：Te為環境溫度。

2.2 兩級有機朗肯循環系統熱力學模型

圖4示出兩級有機朗肯循環系統溫熵圖，循環過程計算公式如下。

1）工質在蒸發器中等壓加熱過程（6—1）

液態有機工質在蒸發器中被發動機尾氣余熱加熱成飽和蒸氣，忽略蒸發器的換熱損失，有機工質吸收的熱量與發動機尾氣釋放的熱量相等。

換熱量：

2）飽和蒸氣在單螺桿膨脹機Ⅰ中實際膨脹過程（1—2）

單螺桿膨脹機Ⅰ等熵效率：

單螺桿膨脹機Ⅰ輸出功率：

式中：h2為工質在單螺桿膨脹機Ⅰ出口處實際焓值；h2s為工質在單螺桿膨脹機Ⅰ出口處理論焓值；ηm1為單螺桿膨脹機Ⅰ機械效率。

3）乏氣在再熱器中等壓吸熱過程（2—3）

在單螺桿膨脹機Ⅰ中膨脹至某一中間壓力的乏氣經再熱器加熱變為過熱蒸氣。忽略再熱器的換熱損失，則換熱量為

式中：tw3為發動機尾氣在再熱器出口處溫度；h3為工質在再熱器出口處焓值。

4）過熱蒸氣在單螺桿膨脹機Ⅱ中實際膨脹過程（3—4）

單螺桿膨脹機Ⅱ等熵效率：

單螺桿膨脹機Ⅱ輸出功率：

式中：h4為工質在單螺桿膨脹機Ⅱ出口處實際焓值；h4s為工質在單螺桿膨脹機Ⅱ出口處理論焓值；ηm2為單螺桿膨脹機Ⅱ機械效率。

5）等壓冷凝過程（4—5）

忽略冷凝器的換熱損失，有機工質釋放熱量與冷卻水吸收熱量相等，則換熱量為

式中：h5為工質在冷凝器出口處焓值。

6）等熵壓縮過程（5—6）

工質泵消耗功率：

式中：h6為工質在工質泵出口處焓值；ηb為工質泵機械效率。

系統凈輸出功率：

系統熱效率：

系統 效率：

式中：Tl為低溫熱源溫度；Th為高溫熱源溫度。

系統總不可逆損失：

式中：Te為環境溫度。

3 計算結果及分析

3.1 循環條件

本研究以某車用柴油機作為余熱回收對象，選擇柴油機尾氣具有最大熱量時的工況點作為計算工況點，表2示出工況點試驗數據。

表2 柴油機所選工況點試驗數據

對基本有機朗肯循環系統和兩級有機朗肯循環系統設定相同的循環條件：環境溫度為298K；單螺桿膨脹機等熵效率為0.85，機械效率為0.8；工質泵機械效率為0.8。其中，兩級有機朗肯循環系統冷凝溫度為298K。當柴油機尾氣溫度低于酸露點時，會使尾氣中的硫化物附著于排氣管內壁，這將會產生極大的腐蝕，因此設定尾氣在蒸發器出口處溫度為383K。根據建立的熱力學模型和循環條件，分析了工質蒸發溫度和膨脹機膨脹比變化對系統性能的影響。有機工質各個狀態點的物性參數由REFPROP軟件調取。

3.2 計算結果分析

圖5a示出了膨脹比在3～7范圍內變化時，基本有機朗肯循環系統的凈輸出功率隨工質蒸發溫度的變化情況。由圖可見，當膨脹比不變，工質蒸發溫度在365～385K范圍內變化時，系統凈輸出功率的變化趨于平緩；當工質蒸發溫度在385～425K范圍內時，系統凈輸出功率隨工質蒸發溫度的升高而降低。由圖中還可以看出，工質蒸發溫度一定時，系統凈輸出功率隨膨脹比的增大而升高。當膨脹比為7，工質蒸發溫度為385K時，系統的凈輸出功率達到最大值11.3kW。

圖5b示出了兩級有機朗肯循環系統的凈輸出功率與工質蒸發溫度和系統第Ⅰ級膨脹比之間的關系?？梢?，膨脹比一定時，隨工質蒸發溫度的升高，系統凈輸出功率呈現先增加后減小的趨勢。這是因為在開始階段，隨著工質蒸發溫度的升高，膨脹機中工質焓降增大，系統凈輸出功率增加；當工質蒸發溫度接近臨界溫度時焓值下降，工質在膨脹機中的焓降減小，所以，系統凈輸出功率有所降低。此外，當工質蒸發溫度不變時，系統凈輸出功率隨膨脹比的增大而降低。當系統第Ⅰ級膨脹比為3，工質蒸發溫度為420K時，系統的凈輸出功率達到最大值，為14.16kW。

因此，對于兩種系統，兩級有機朗肯循環系統的最大凈輸出功率明顯高于基本有機朗肯循環系統的最大凈輸出功率。這表明，兩級有機朗肯循環系統的做功能力更強。

圖6示出基本有機朗肯循環系統和兩級有機朗肯循環系統的熱效率在不同膨脹比時隨蒸發溫度的變化情況。當系統換熱量一定時，系統熱效率只與凈輸出功率有關，所以兩種系統熱效率在圖6中的變化趨勢與圖5所示系統凈輸出功率變化趨勢一致。由圖6a可以看出，當膨脹比為7，蒸發溫度為385K時，基本有機朗肯循環系統熱效率達到最大值，為10%。由圖6b可見，當系統第Ⅰ級膨脹比為3，工質蒸發溫度為420K時，兩級有機朗肯循環系統的熱效率達到最大值12.54%。對比可知，兩級有機朗肯循環系統的熱效率高于基本有機朗肯循環系統的熱效率。

圖7示出了兩種系統在不同膨脹比時 效率隨工質蒸發溫度的變化情況。由圖7a可以看出，當膨脹比保持不變，蒸發溫度低于385K時，基本有機朗肯循環系統 效率的變化很?。徽舭l溫度高于385K時，系統 效率隨蒸發溫度的升高而降低。由圖中還可以看出，當工質蒸發溫度保持一定時，基本有機朗肯循環系統 效率隨膨脹比的增大而升高。當膨脹比為7，工質蒸發溫度為385K時，基本有機朗肯循環系統 效率達到最大值18.42%。由圖7b可見，當系統第Ⅰ級膨脹比保持一定時，兩級有機朗肯循環系統 效率隨蒸發溫度的升高呈現先增加后降低的趨勢；當工質蒸發溫度保持不變時，系統 效率隨膨脹比的增大而降低。當系統第Ⅰ級膨脹比為3，工質蒸發溫度為420K時，兩級有機朗肯循環系統的 效率達到最大值23%。對于兩種系統，兩級有機朗肯循環系統 效率的最大值明顯高于基本有機朗肯循環系統 效率的最大值。

圖8示出了兩種系統在不同膨脹比時 損率隨工質蒸發溫度的變化情況。由圖8a可以看出，當膨脹比保持一定，工質蒸發溫度低于390K時，基本有機朗肯循環系統 損率隨工質蒸發溫度的升高有小幅的降低；當工質蒸發溫度高于390K時，系統損率隨工質蒸發溫度的升高而增加；當膨脹比為7，工質蒸發溫度為390K時，基本有機朗肯循環系統有最低的 損率，為46.92kW。由圖8b可見，當兩級有機朗肯循環系統的第Ⅰ級膨脹比不同時，系統損率隨工質蒸發溫度的變化規律一致，即系統損率總是隨工質蒸發溫度的升高而降低，且在接近臨界溫度時有小幅的增加。當膨脹比為3，工質蒸發溫度為420K時，系統有最低的 損率，為43.18kW。可見，對于兩種系統，兩級有機朗肯循環系統比基本有機朗肯循環系統的不可逆損失更低。

圖9示出了兩級有機朗肯循環系統第Ⅰ級膨脹比為3時，系統各部件 損率隨工質蒸發溫度的變化規律。由圖可見，系統總 損率隨工質蒸發溫度的升高而降低。在系統各部件中，蒸發器的 損率最大，幾乎占系統總 損率的80%，并且隨著工質蒸發溫度的升高而降低。其他各部件的 損率在系統總 損率中所占的比重較小。所以，改善蒸發器的換熱性能是降低系統 損率的關鍵。

4 結論

a）與基本有機朗肯循環系統相比，利用兩級有機朗肯循環系統回收發動機尾氣余熱具有更高的凈輸出功率、熱效率和 效率，且系統總 損率更小；所以利用兩級有機朗肯循環系統回收發動機尾氣余熱效果更好；系統的熱效率最高可達12.54%， 效率最高可達23%；

b）膨脹機膨脹比和工質蒸發溫度的選取對兩種系統的熱力學性能有著較大的影響，在實際應用當中，應選取合適的膨脹比和蒸發溫度，使系統效率更高；

c）換熱器換熱性能的好壞對于系統的總 損率有著直接的影響，為降低系統總 損率，應合理設計換熱器，提高換熱器的換熱效率。

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