車用有機(jī)朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)方案及工質(zhì)選擇

阿云生， 馬生元， 盧海濤， 崔丹丹， 張紅光

(1.青海民族大學(xué) 交通學(xué)院，青海 西寧 810007； 2.北京工業(yè)大學(xué) 環(huán)境與能源工程學(xué)院，北京 100124)

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車用有機(jī)朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)方案及工質(zhì)選擇

阿云生1,2， 馬生元1， 盧海濤2， 崔丹丹2， 張紅光2

(1.青海民族大學(xué) 交通學(xué)院，青海 西寧 810007； 2.北京工業(yè)大學(xué) 環(huán)境與能源工程學(xué)院，北京 100124)

針對某車用柴油機(jī)的余熱特性，分別采用簡單有機(jī)朗肯循環(huán)、帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)和抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)對其排氣余熱能進(jìn)行回收利用。根據(jù)3種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的工作原理，分別建立了其熱力學(xué)模型，選取R123、R141b、R245ca、R365mfc、R601、R601a作為系統(tǒng)工作介質(zhì)，對比分析了3種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)性能。結(jié)果表明，工質(zhì)R141b可作為簡單有機(jī)朗肯循環(huán)和抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)最優(yōu)工質(zhì);工質(zhì)R601a可作為帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)最優(yōu)工質(zhì)。當(dāng)采用R141b作為系統(tǒng)工質(zhì)時，抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的最大熱效率和凈輸出功率分別可以達(dá)到17.08%和14.41 kW，具有最優(yōu)的熱力學(xué)性能。因此，抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案可作為最佳選擇方案。

有機(jī)朗肯循環(huán)； 余熱回收； 工質(zhì)選擇； 系統(tǒng)方案

0 引 言

自20世紀(jì)90年代以來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，年均增幅為10%～13%，伴隨著國民經(jīng)濟(jì)和汽車保有量的增長，能源消耗急劇增加。從目前車用發(fā)動機(jī)的熱平衡看，用于動力輸出的能量一般只占燃料燃燒總能量的30%左右[1-2]，相當(dāng)大一部分熱量被浪費(fèi)，這不僅降低了燃料利用率，還造成了環(huán)境污染。利用有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)回收汽車排氣余熱能是降低汽車燃料消耗、減少污染物排放的一種有效途徑，目前已經(jīng)成為發(fā)動機(jī)余熱利用領(lǐng)域研究的熱點(diǎn)[3-6]。

有機(jī)工質(zhì)的選擇和有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案的設(shè)計(jì)是影響有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)性能的重要因素。Dai等[7]對比分析了9種純工質(zhì)的有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的工作性能，結(jié)果表明，R236ea的有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的(火用)效率最高。Badr等[8]比較了簡單有機(jī)朗肯循環(huán)和帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)的性能，結(jié)果表明，帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的性能較優(yōu)。Mago等[9]對比研究了簡單有機(jī)朗肯循環(huán)和抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)的性能，結(jié)果表明，抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)具有較高的熱效率。

本文根據(jù)某車用柴油機(jī)的余熱特性，建立了簡單有機(jī)朗肯循環(huán)、帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)和抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)3種不同結(jié)構(gòu)的熱力學(xué)模型，分析了采用R123、R141b、R245ca、R365mfc、R601、R601a作為工作介質(zhì)時，蒸發(fā)溫度對3種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)性能的影響。

1 有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)工作原理

1.1 簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

圖1是系統(tǒng)方案一(簡單有機(jī)朗肯循環(huán))的結(jié)構(gòu)示意圖。系統(tǒng)工作時，高溫高壓的氣體在膨脹機(jī)中膨脹做功轉(zhuǎn)變?yōu)榈蛪簹怏w；低壓氣體流入冷凝器中冷凝成飽和液體，再經(jīng)工質(zhì)泵輸送到蒸發(fā)器中，在蒸發(fā)器中吸收發(fā)動機(jī)排氣熱量轉(zhuǎn)變?yōu)楦邷馗邏簹怏w進(jìn)入膨脹機(jī)中膨脹做功，進(jìn)行下一個循環(huán)。

圖1 簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)示意圖

1.2 帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

圖2是系統(tǒng)方案二(帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán))的結(jié)構(gòu)示意圖。系統(tǒng)工作時，高溫高壓有機(jī)工質(zhì)進(jìn)入膨脹機(jī)膨脹做功，做功后的低壓氣體先進(jìn)入回?zé)崞髦袑⒐べ|(zhì)余熱傳遞給下一循環(huán)的液態(tài)有機(jī)工質(zhì)，放熱后的低壓氣體進(jìn)入冷凝器中被冷凝為液態(tài)有機(jī)工質(zhì)，經(jīng)工質(zhì)泵加壓后的高壓低溫液態(tài)有機(jī)工質(zhì)，先進(jìn)入回?zé)崞鬟M(jìn)行預(yù)熱；預(yù)熱后的有機(jī)工質(zhì)被送到蒸發(fā)器中吸收發(fā)動機(jī)排氣的余熱能轉(zhuǎn)變?yōu)楦邷馗邏簹怏w進(jìn)入膨脹機(jī)，進(jìn)行下一個工作循環(huán)。

圖2 帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)示意圖

1.3 抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

圖3是系統(tǒng)方案三(抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán))的結(jié)構(gòu)示意圖。系統(tǒng)工作時，高溫高壓有機(jī)工質(zhì)在膨脹機(jī)中膨脹做功，當(dāng)有機(jī)工質(zhì)的壓力降低到某一定值時，抽出部分工質(zhì)送入回?zé)崞鳎Ｓ嗟墓べ|(zhì)繼續(xù)在膨脹機(jī)中膨脹做功，做功后的低壓氣體進(jìn)入冷凝器冷凝為飽和液態(tài)，工質(zhì)泵1將液態(tài)有機(jī)工質(zhì)加壓后送入回?zé)崞鳎c回?zé)崞髦械臍鈶B(tài)有機(jī)工質(zhì)進(jìn)行混合，工質(zhì)泵2將混合后的有機(jī)工質(zhì)加壓送入蒸發(fā)器，吸收發(fā)動機(jī)的排氣余熱能進(jìn)而轉(zhuǎn)變?yōu)楦邷馗邏簹怏w進(jìn)入膨脹機(jī)，進(jìn)行下一工作循環(huán)。

圖3 抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)示意圖

2 有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)模型

2.1 系統(tǒng)方案一熱力學(xué)模型

圖4是系統(tǒng)方案一的溫熵圖。

1-2加壓過程，工質(zhì)泵消耗的功率:

(1)

2-3蒸發(fā)過程，工質(zhì)吸收的熱量：

(2)

3-4膨脹過程，膨脹機(jī)的輸出功率：

圖4 簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)溫熵圖

(3)

4-1冷凝過程，工質(zhì)釋放的熱量：

(4)

簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率：

(5)

簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱效率：

(6)

簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)(火用)效率：

(7)

2.2 系統(tǒng)方案二熱力學(xué)模型

圖5是系統(tǒng)方案二的溫熵圖。

圖5 帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)溫熵圖

1-2加壓過程，工質(zhì)泵消耗的功率同式(1)；采用有效度方法建立回?zé)崞髂Ｐ蚚10]，具體方程如下：

(8)

(9)

3-4蒸發(fā)過程，工質(zhì)吸收的熱量：

(10)

4-5膨脹過程，膨脹機(jī)的輸出功率：

(11)

6-1冷凝過程，工質(zhì)釋放的熱量：

(12)

帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率同式(5)；帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱效率同式(6)； 帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)(火用)效率同式(7)。

2.3 系統(tǒng)方案三熱力學(xué)模型

圖6是系統(tǒng)方案三的溫熵圖。

1-2加壓過程1，工質(zhì)泵1消耗的功率:

圖6 抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)溫熵圖

(13)

回?zé)崞饔?jì)算方程如下：

(14)

3-4加壓過程2，工質(zhì)泵2消耗的功率:

(15)

4-5蒸發(fā)過程，工質(zhì)吸收的熱量：

(16)

5-7膨脹過程，膨脹機(jī)的輸出功率：

(17)

7-1冷凝過程，工質(zhì)釋放的熱量：

(18)

抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率：

(19)

抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱效率同式(6)；抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)(火用)效率同式(7)。

3 有機(jī)工質(zhì)的選擇

有機(jī)工質(zhì)的選用是影響有機(jī)朗肯循環(huán)性能的一個重要因素，選取時應(yīng)遵循以下原則[11]：①工質(zhì)安全性；②工質(zhì)環(huán)保性；③化學(xué)穩(wěn)定性；④工質(zhì)的臨界參數(shù)及正常沸點(diǎn)；⑤工質(zhì)經(jīng)濟(jì)性。根據(jù)工質(zhì)的飽和蒸汽曲線的形狀，可將有機(jī)工質(zhì)分為3種類型[12]：濕工質(zhì)、等熵工質(zhì)、干工質(zhì)。因濕流體在膨脹機(jī)中膨脹做功后，可能處于含液滴的濕蒸汽狀態(tài)區(qū)，對膨脹機(jī)葉片有液擊作用，因此，選取有機(jī)工質(zhì)時盡可能選取等熵或干工質(zhì)。

根據(jù)上述原則，選取R123、R141b、R245ca、R365mfc、R601、R601a6種工質(zhì)作為系統(tǒng)的工作介質(zhì)。表1中給出了6種工質(zhì)的基本物性參數(shù)。各狀態(tài)點(diǎn)的物性參數(shù)可由REFPROP軟件計(jì)算獲得。

表1 6種工質(zhì)的基本物性參數(shù)

4 排氣能量的確定

柴油機(jī)在不同的運(yùn)行工況下，其排氣能量不同，所以在設(shè)計(jì)分析有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)之前，必須首先研究不同柴油機(jī)工況下排氣能量的變化規(guī)律。本文以一臺六缸四沖程柴油機(jī)作為研究對象，表2為此臺柴油機(jī)的部分實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。

表2 柴油機(jī)部分實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

利用下述公式計(jì)算排氣能量[13]。

(20)

cp=0.000 25Texh-1+0.99

(21)

選取柴油機(jī)轉(zhuǎn)速2 100 r/min、排氣溫度502.95 K、排氣質(zhì)量流量0.378 kg/s時的工況為研究對象。在此工況下，柴油機(jī)的排氣余熱能約為84.35 kW。

在分析上述3種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)性能時作出了如下假設(shè)：有機(jī)工質(zhì)蒸發(fā)溫度在375～430 K之間變化；膨脹機(jī)的膨脹比為6；系統(tǒng)的高溫?zé)嵩礈囟葹?02.95 K，低溫?zé)嵩礈囟缺壤淠郎囟鹊?0 K[14]；環(huán)境溫度為290 K；回?zé)崞鞯挠行Ф葹?.9；抽氣壓力與蒸發(fā)壓力比值為0.4；工質(zhì)泵的等熵效率為0.85；膨脹機(jī)的等熵效率為0.8；工質(zhì)在蒸發(fā)器中吸熱變?yōu)轱柡驼魵猓还べ|(zhì)在冷凝器中放熱變?yōu)轱柡鸵后w。

5 計(jì)算結(jié)果與分析

圖7是工質(zhì)蒸發(fā)壓力隨蒸發(fā)溫度的變化情況。由于在研究過程中，有機(jī)工質(zhì)蒸發(fā)溫度在給定溫度范圍內(nèi)變化，并且有機(jī)工質(zhì)的蒸發(fā)壓力與蒸發(fā)溫度是一一對應(yīng)的關(guān)系，因此，同一工質(zhì)的蒸發(fā)壓力在不同的系統(tǒng)方案中隨蒸發(fā)溫度的變化情況相同。如圖7所示，隨著蒸發(fā)溫度的增加，各工質(zhì)的蒸發(fā)壓力隨之增加。在同一蒸發(fā)溫度下，工質(zhì)R245ca具有最高的蒸發(fā)壓力，工質(zhì)R123次之，工質(zhì)R601a的蒸發(fā)壓力最低。蒸發(fā)壓力過高將會導(dǎo)致機(jī)械承壓問題，因此，從運(yùn)行安全角度考慮，在同樣蒸發(fā)溫度下，優(yōu)先選擇蒸發(fā)壓力較低的工質(zhì)[15]。

圖7 工質(zhì)蒸發(fā)壓力隨蒸發(fā)溫度的變化情況

如圖8所示，隨著蒸發(fā)溫度的增加，系統(tǒng)熱效率和凈輸出功率的變化趨勢一致。系統(tǒng)熱效率是系統(tǒng)凈輸出功率與工質(zhì)在蒸發(fā)器中吸收熱量的比值，由于工質(zhì)吸收的熱量是確定的，即為柴油機(jī)排氣的余熱能，因此，系統(tǒng)熱效率和凈輸出功率隨蒸發(fā)溫度的變化一致。從圖中可知，在同一工質(zhì)和相同蒸發(fā)溫度下，系統(tǒng)方案三具有較高的熱效率和凈輸出功率，系統(tǒng)方案二次之，系統(tǒng)方案一的熱效率和凈輸出功率最低。在系統(tǒng)方案一和系統(tǒng)方案三中，工質(zhì)R141b、R123具有較高的熱效率和凈輸出功率，工質(zhì)R601a、R601次之，工質(zhì)R365mfc的系統(tǒng)熱效率和凈輸出功率最低。系統(tǒng)方案一的最大熱效率和凈輸出功率分別為12.48%和10.53 kW；系統(tǒng)方案三的最大熱效率和凈輸出功率分別為17.08%和14.41 kW；在系統(tǒng)方案二中，工質(zhì)R601a、R601具有較高的熱效率和凈輸出功率，工質(zhì)R141b、R123次之。其最大熱效率和凈輸出功率分別為13.58%和11.46 kW。

為了進(jìn)一步評價工質(zhì)的做功能力，定義了單位工質(zhì)凈功量，其為系統(tǒng)凈輸出功率與工質(zhì)質(zhì)量流量的比值:

(a) 方案一

(b) 方案二

(c) 方案三

(d) 方案一

(e) 方案二

(f) 方案三

如圖9所示，在系統(tǒng)方案一和系統(tǒng)方案二中，工質(zhì)R245ca的單位工質(zhì)凈功量隨著蒸發(fā)溫度的增加而降低，其余5種工質(zhì)的單位工質(zhì)凈功量隨著蒸發(fā)溫度的增加先增加后降低。在系統(tǒng)方案三中，工質(zhì)R141b、R601的單位工質(zhì)凈功量隨著蒸發(fā)溫度的增加先增加后降低，其余4種工質(zhì)的單位工質(zhì)凈功量隨著蒸發(fā)溫度的增加而降低。從圖中可以看出，在同一蒸發(fā)溫度下，工質(zhì)R601、R601a的單位工質(zhì)凈功量明顯高于其他4種工質(zhì)，工質(zhì)R141b的單位工質(zhì)凈功量相對于工質(zhì)R123、R245ca、R245mfc較高，工質(zhì)R123的單位工質(zhì)凈功量最低。說明工質(zhì)R601、R601a的做功能力明顯較高，工質(zhì)R141b的做功能力高于工質(zhì)R123、R245ca、R245mfc，工質(zhì)R123的做功能力最低。在同一工質(zhì)和相同蒸發(fā)溫度下,當(dāng)采用系統(tǒng)方案一和系統(tǒng)方案二時，工質(zhì)的做功能力基本相同；當(dāng)采用系統(tǒng)方案三時，工質(zhì)具有較高的做功能力。

(b) 方案二

(c) 方案三

(a) 方案一

(b) 方案二

(c) 方案三

6 結(jié) 論

(1) 當(dāng)采用簡單有機(jī)朗肯循環(huán)和抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)時，工質(zhì)R141b具有最高的系統(tǒng)熱效率、凈輸出功率和效率，而且具有較低的蒸發(fā)壓力和較高的做功能力，可作為最優(yōu)工質(zhì)。當(dāng)采用帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)時，工質(zhì)R601a具有最高的系統(tǒng)熱效率、凈輸出功率和效率，而且具有最低的蒸發(fā)壓力和較高的做功能力，可作為最優(yōu)工質(zhì)。

(2) 通過對比分析，抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)性能優(yōu)于帶回?zé)崞饔袡C(jī)朗肯循環(huán)和簡單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)性能。當(dāng)采用R141b作為系統(tǒng)工質(zhì)時，其最大熱效率和凈輸出功率可以達(dá)到17.08%和14.41 kW。因此，抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案可作為最佳選擇方案。

(3) 當(dāng)工質(zhì)蒸發(fā)溫度在375 K-430 K范圍內(nèi)變化時，3種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的效率隨著蒸發(fā)溫度的增加而增加。

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The Selections of Organic Rankine Cycle System Schemes and Working Fluids for Automotive Engine

AYun-sheng1,2,MASheng-yuan1,LUHai-tao2,CUIDan-dan2,ZHANGHong-guang2

(1. Department of Traffic and Engineering, Qinghai University for Nationalities, Xining 810007, China；2. College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing 100124, China)

Based on the waste heat characteristics of the diesel engine, a simple organic Rankine cycle (ORC) system, an ORC system with a internal heat exchanger and the regenerative ORC system are adopted to recover the exhaust waste heat of the diesel engine. According to the working principles of these three ORC systems, their thermodynamic models are established, respectively. The working fluids R123, R141b, R245ca, R365mfc, R601 and R601a are selected for the three ORC systems, and the thermodynamic performances are compared for these three ORC systems. The results show that the working fluid R141b is the optimum working fluid for simple ORC and regenerative ORC, whereas the working fluid R601a is optimum working fluid for ORC with internal heat exchanger. When using R141b as working fluid, the maximum thermal efficiency and net power output of the regenerative ORC system can reach up to 17.08% and 14.41 kW, respectively, this is the optimal thermodynamic performance. Therefore, the thermodynamic performance of the regenerative ORC is better than that of the others.

organic Rankine cycle; waste heat recovery; working fluid selection; system scheme

2015-01-22

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51376011)；北京市自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(3152005)；北京市教育委員會科技計(jì)劃重點(diǎn)項(xiàng)目(KZ201410005003)

阿云生(1990-)，男,蒙古族，青海大通人，本科生，現(xiàn)主

張紅光(1970-)，男，山東乳山人，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事內(nèi)燃機(jī)余熱利用研究。

Tel.: 010-67392469；E-mail：zhanghongguang@bjut.edu.cn

TK 11+5

A

1006-7167(2015)10-0018-06

要從事內(nèi)燃機(jī)余熱利用研究。

Tel.: 15501044909；E-mail：15509786478@163.com