拖拉機排氣余熱板翅式蒸發器熱力性能分析與參數優化

涂 鳴，張國濤，夏 晨，胡大偉，曾 榮，周 勇

拖拉機排氣余熱板翅式蒸發器熱力性能分析與參數優化

涂 鳴1,2，張國濤1,3，夏 晨1，胡大偉4，曾 榮1,2，周 勇1,2※

（1. 華中農業大學工學院，武漢 430070；2. 農業農村部長江中下游農業裝備重點實驗室，武漢 430070；3. 華中科技大學機械科學與工程學院，武漢 430074；4. Department of Mechanical Engineering, Michigan State University, East Lansing, 48824）

利用拖拉機排氣余熱能夠有效降低燃油消耗，其中基于有機朗肯循環（Organic Rankine Cycle, ORC）的余熱能量轉換效率最高。該研究根據拖拉機實際空間尺寸，試制了一種板翅式蒸發器用以回收柴油機排氣余熱?；谝苿舆吔绶ń⑴艢馀c工質對流傳熱數值模型，結合臺架試驗數據驗證模型有效性，并定量分析了柴油機全工況下蒸發器熱力性能。為提高蒸發器傳熱量和適用范圍，采用CFD仿真和BP神經網絡進一步分析非設計工況時蒸發器傳熱特性，并對結構與工質參數進行優化。結果表明：1）蒸發器熱力性能隨轉速和負載增大而提高，最大傳熱量為69.89 kW，在中低轉速負載工況下，蒸發器出現傳熱不穩定現象；2）增加接管倒角和改變翅片形狀，在蒸發器尺寸不變條件下傳熱量可提高5.2%，傳熱面積增大0.19 m2；3）通過優化流道、工質流量和進口溫度，能夠改善中低負載工況熱力性能，如柴油機1 500 r/min時，工質流量可在0.03～0.08 kg/s范圍變化，最大傳熱量可達19.46 kW。研究結果可為蒸發器實際應用于拖拉機及與柴油機工況匹配提供參考。

拖拉機；優化；排氣余熱；蒸發器；熱力性能

0 引 言

拖拉機在田間作業時發動機燃油效率僅為15%～35%，排氣能量占到燃油釋放能量的38%～45%[1]，回收再利用排氣余熱有助于提高燃油利用率，降低排放。研究表明，基于有機朗肯循環（Organic Rankine Ccycle, ORC）的排氣余熱能量轉換率最高[2-3]。蒸發器作為ORC系統關鍵部件，分析其在拖拉機空間受限條件下的熱力性能，可為蒸發器參數的優化設計提出理論依據，從而有效提高排氣余熱的利用率。

已有學者分析了拖拉機等農機裝備田間作業時的排氣余熱能量。Lion等[4]估算了農用機械發動機排氣余熱能量，分析了基于ORC的排氣余熱回收潛力。Punov等[5]的研究表明，拖拉機作業時80%時間段處于重載勻速工況，燃油能量損失達到28.9%～42.5%，采用ORC可回收排氣余熱能量的75%用于獲取額外功率。焦有宙等[6]在全負荷2個工況點分析了循環水和煙氣的可用余熱量，為余熱即時干燥糧食提供參考。白繼偉等[7]設計了拖拉機額定工況條件下發動機尾氣余熱利用換熱器及半干燥系統布置。魏名山等[8]選取輸出功率最大時刻數據驗證了R245fa作為工質回收余熱的可行性。Wang等[9]分析了R245fa具有最佳經濟性時所對應的適宜溫度范圍。蒸發器的選擇設計需要考慮工質與排氣熱源的匹配，以最大限度地減少傳熱損失。研究表明，蒸發器結構型式會影響拖拉機排氣余熱的利用率[10]，板翅式蒸發器具有結構緊湊、質量輕的特點[11]，較管殼式蒸發器有較小的壓力損失和較大的傳熱面積[12-13]，適用于空間受限時中低溫余熱能量的回收[14]。劉克濤等[15]發現板翅式蒸發器的最大傳熱系數約是管殼式的1.6倍，存在合適工質流量使得系統性能最佳，蒸發空間是制約ORC系統性能的重要因素。董軍啟等[16]分析了11種不同結構參數的板翅式蒸發器平直翅片傳熱和流動阻力，發現翅片間距對傳熱和流動阻力影響較小，而翅片長度和高度對其傳熱和流動阻力有重要影響。楊艷霞等[17]研究結果表明，人字形板式換熱器流道內流速分布不均勻，存在渦流和傳熱死區的，會對傳熱性能造成一定的影響；通過數值模擬能較好地呈現流道內流體的流動和傳熱死區分布。逆流式翅片蒸發器效能在發動機滿載工況下可達到最大值，優化翅片后效能可提高10%～13%[18-19]。王明杰等[20]基于聯合收割機谷物干燥需求，建立了以換熱量和排氣背壓為目標的換熱器優化模型，以柴油機常見工況1 900 r/min驗證模型；羅小平等[21]通過改變換熱器微通道表面特性，研究微通道流動沸騰傳熱特性的影響。張紅光等[22-23]分析了蒸發器工質相變傳熱特性及其對柴油機性能的影響。卜憲標等[24]在熱負荷恒定和凈輸出功率最大兩種約束工況下，分析了蒸發器傳熱能力。

以上研究更多是分析發動機滿載等設計工況和特定約束工況下的排氣余熱可用能量及蒸發器結構、翅片和工質等參數對熱力性能的影響。然而，拖拉機實際作業時存在田間耕整、地頭轉向和怠速停車等不同工作模式切換下的發動機轉速和負載差異，會導致蒸發器工質出口過熱度過低出現系統不穩定情況，在這些非設計工況下無法確定蒸發器的熱力學性能，尤其是在中低轉速工況下傳熱量隨發動機負載降低而顯著下降，難以實現排氣余熱能量的有效回收。因此需要進一步分析發動機滿載或額定工況下等設計工況下的蒸發器熱力性能，研究非設計工況時的傳熱規律。本文首先針對拖拉機實際空間尺寸試制板翅式蒸發器，采用移動邊界法在Python中建立蒸發器工質與排氣的對流傳熱數值計算模型，結合柴油機臺架試驗數據驗證模型有效性，定量分析蒸發器在柴油機全工況下的熱力性能；針對非設計工況下，結合BP神經網絡預測算法，對蒸發器結構和工質參數進行優化，提出適用于拖拉機不同工況下的蒸發器設計參數，以最大程度地回收排氣余熱能量，從而為蒸發器實際用于拖拉機及與柴油機工況匹配提供參考。

1 蒸發器傳熱模型與試驗驗證

1.1 結構參數

設計選用蒸發器首先要考慮在拖拉機上的安裝位置，在測量東方紅804/854/954等不同馬力段拖拉機發動機蓋罩前部空間和駕駛室頂面尺寸后，確定板翅式蒸發器總體尺寸長×寬×高為68 cm×60 cm×16 cm，結構參數和三維模型分別如表1和圖1所示，主要由3個板束體組成“三明治”夾層結構，板束體A置于中間層，由2組平直翅片對向插入形成，兩側為2個結構尺寸相同的板束體B，A和B分別作為柴油機排氣和工質流道，可實現蒸發器順流或逆流方向的單邊或雙邊傳熱。

表1 蒸發器結構參數

1.2 對流傳熱模型

在建立蒸發器對流傳熱模型時，為保證能獲取準確的傳熱特性，同時簡化數值計算過程，作出如下假設：

1）不考慮蒸發器散發至環境熱量損失；

2）不考慮蒸發器污垢系數和材料熱阻；

3）忽略蒸發器流體沿管路軸向熱傳導、勢能和動能的變化。

蒸發器傳熱面積一定時，逆流傳熱效果較順流好，工質出口過熱度更高。因此本文采用逆流雙邊傳熱。蒸發器中工質與柴油機排氣的傳熱過程如圖2所示，工質在入口5處于未飽和液體狀態，經過預熱區后加熱到飽和液體；之后在兩相區中繼續吸收熱量后在狀態點7變為干飽和蒸汽；在過熱區被高溫排氣進一步加熱后，最終變為過熱蒸汽。

蒸發器總傳熱量和每一區段傳熱量如計算如式（1）和（2），由能量平衡方程可計算出工質吸熱量及各狀態點比焓和溫度。

式中為傳熱量，kW；為質量流量，kg/s；為比焓，kJ/kg；下標、、、分別代表總的、預熱區、兩相區和過熱區；為柴油機排氣；為工質；數下標1～8代表圖2中各狀態點。

圖1中蒸發器接管截面積為圓形，流道截面積為矩形，考慮不同截面形狀管內對流傳熱排氣和工質的努塞爾數計算如式（3）[25]。由結構參數和對數平均溫差法可計算排氣和工質各自傳熱系數、蒸發器總傳熱系數和傳熱面積，如式（4）～（6）[26]，其中兩相態傳熱系數由式（7）確定[27]。

式中為努塞爾數，0常數項，對于排氣0=8.24，對于工質0=5.39[25]；為雷諾數，為普朗克常數，為導熱系數，W/(m·K)；為水力直徑，mm；和分別為膜態沸騰和核態沸騰校正因子，h為核態沸騰傳熱系數，W/(m2·K)。

蒸發器效能和傳熱單元數NTU是評價蒸發器和翅片傳熱性能重要指標[28]，計算如式（8）～（10）。效能是實際傳熱量與最大可能傳熱量比值，當排氣或工質的溫度變化等于蒸發器最大溫差時，蒸發器可達到最大可能傳熱量，根據能量平衡，排氣和工質熱容流率中的較小值min將具有最大的溫差；NTU反映蒸發器流體傳熱過程的難易程度，翅片效率η為翅片實際傳熱量與假設整個翅片處于基準溫度下的傳熱量比值。

式中為翅片厚度，cm；k為翅片導熱系數，W/(m·K)；為翅片高度，cm。

1.3 數值計算程序

移動邊界法適用于存在多相的蒸發器，能夠很好地反映蒸發器內部的傳熱過程，BP神經網絡具有計算能力強、靈活性高、實時預測的特點，因此本文采用移動邊界法結合BP神經網絡算法在Python環境中編寫數值計算程序，具體流程圖如圖3所示。

計算程序主要包含兩部分，第一部分輸入參數包括蒸發器結構尺寸及臺架試驗測取的蒸發器排氣側和工質側進口溫度、壓力和流量，程序設置排氣出口與工質進口溫差在0.1 K時兩者溫度相等，由式（1）確定蒸發器排氣出口溫度閾值，由式（2）計算工質出口溫度，并與當前狀態下的臨界溫度相比較，得到工質相態；之后依據式（3）～（11）計算圖2中各狀態點溫度、傳熱系數和傳熱距離等參數，如果計算得到總傳熱距離小于蒸發器流道長度，則認為排氣出口溫度等于工質進口溫度，反之則采用二分法循環迭代求解排氣出口溫度。如果傳熱距離計算容差小于0.01 cm，表示排氣與工質溫度處于熱平衡而不再發生傳熱，即認為假設的排氣出口溫度合理，否則以1 K為增量重新設定出口溫度并重復整個流程直至找到滿足的出口溫度為止，程序結束記錄結果。第二部分是以BP神經網絡算法優化蒸發器結構和工質參數，將第一部分計算結果作為神經網絡初始數據集，80%作為訓練數據，20%為預測數據，以流道長度、工質進口溫度和流量為優化參數，分析蒸發器非設計工況下的傳熱特性，最后記錄計算結果并建立預測函數。程序中排氣與工質熱物性參數由CoolProp[29]實時調用以保證計算的準確性。

1.4 臺架試驗與模型驗證

采用NI LabVIEW和cDAQ軟硬件搭建數據采集系統，圖4為試制的蒸發器實物圖。試驗時冷卻水溫度恒定為294 K，由于增壓泵能耗與工質流量成正比，考慮到工質安全性、系統密封與管路工作壓力，蒸發器工質選用R245fa，壓力設定為2.08 MPa，流量為0.12 kg/s，增壓后的工質在蒸發器進口處溫度為326 K。試驗發動機為排量2.0 L渦輪增壓柴油機，額定功率為118.7 kW（3 500 r/min），試驗測得柴油機怠速至最高轉速193個全工況點的性能數據，得到有效功率、排氣溫度和流量萬有特性如圖5所示。考慮到拖拉機柴油機實際工況，選取850 r/min（怠速，最低排氣溫度，376 K）、1 250 r/min（地頭轉向）、2 250 r/min（最大轉矩，361.4 N·m）、3 500 r/min（額定功率，118.7 kW）、4 000 r/min（最高排氣溫度，950 K）和4 500 r/min（最高轉速）時不同負載試驗數據驗證數值計算結果，對比如表2所示，結果顯示蒸發器排氣側和工質側出口溫度試驗與計算相對誤差最大為9.7%，驗證了數值模型的有效性和準確性，可用于蒸發器內部熱力性能的分析與參數優化。

表2 臺架試驗與數值計算的各項溫度結果對比

注：OC為工況點；4和8分別為蒸發器排氣側和工質側出口溫度，K；為相對誤差，%；Exp和Cal分別為試驗和計算結果；A～F依次代表轉速分別為850、1 250、2 250、3 500、4 000和4 500 r·min-1；0～4依次代表負載分別為空載、25%、50%、75%和滿載。

Note: OC is operation condition;4and8is evaporator exhaust and working fluid outlet temperature, respectively;is relative error, %; Exp and Cal is experiment and calculation, respectively; A-F represent the speed of 850, 1 250, 2 250, 3 500, 4 000 and 4 500 r·min-1, respectively; 0-4 represent the idle, load rate 25%, 50%, 75% and full load, respectively.

2 數值計算分析

圖6a顯示蒸發器總傳熱量與柴油機有效功率變化趨勢一致，原因是隨轉速和負載增加各區段傳熱量逐漸增大，根據圖5，4 000 r/min滿載工況時排氣溫度達到最大為950 K，排氣流量較最大轉速時相差不大，因此在該工況蒸發器有最大總傳熱量69.89 kW。圖6b～6d為3個區段的傳熱量，中低轉速（850～2 000 r/min）時大部分負載范圍內工質始終處于過冷狀態，主要是該范圍排氣流量和溫度較低，致使傳熱系數和熱容流率較小，同時工質流量較大使得傳熱時間短，導致兩相區和過熱區傳熱量為0，降低了蒸發器適用范圍；轉速和負載升高后，排氣熱容流率和傳熱系數急劇增加，工質達到飽和狀態后開始出現兩相區并逐漸轉變為濕飽和蒸汽，由于工質進口流量和壓力為定值，工質的熱容流率和臨界溫度決定了預熱區和兩相區的最大傳熱量分別為13.39和12.84 kW，之后在中高轉速（2 250～4 500 r/min）排氣熱容流率持續增加使工質最終轉變為過熱蒸汽，排氣溫度、流量和流道長度決定了過熱區傳熱量最高為43.66 kW。

圖7a顯示蒸發器總傳熱系數隨轉速和負載增加而增大，數值大小主要受限于工質總傳熱系數，主要原因是傳熱過程中預熱區占比最大，工質的液態傳熱系數較小從而限制了蒸發器總傳熱系數提高，同時蒸發器總傳熱系數在同一轉速下隨負載的變化不大，隨轉速升高而有較大增加，主要是因為轉速升高排氣流量和雷諾數增大，使對流傳熱強度增大。圖7b中工質在低轉速負載工況下處于預熱區傳熱系數較小，主要由于該范圍排氣溫度較低傳熱能力下降，隨轉速和負載升高預熱區中工質吸熱量達到飽和后傳熱系數不再變化，蒸發器和工質的最大傳熱系數均在4 000 r/min滿載工況有最大值，分別為80.95和89.21 W/(m2·K)。圖7c中工質在兩相區中處于沸騰換熱階段，由液態逐漸轉變為氣態，傳熱系數急劇增大，膜態和核態蒸發提高了傳熱效果，最后在過熱區中轉變為過熱蒸汽后傳熱系數降低，但流動狀態由層流過渡到紊流，雷諾數和傳熱面積增大使得總傳熱系數持續增大。圖7d中由于排氣在傳熱過程中始終處于氣態單相流狀態，雷諾數變化不大，因此總傳熱系數只隨流量和溫度升高而增大，在4 500 r/min滿載工況下有最大值492.61 W/(m2·K)。

在確定每一區段的排氣和工質傳熱系數后，采用對數平均溫差法計算蒸發器總傳熱面積和各區段傳熱面積，如圖8所示。圖8a中為防止柴油機過載熄火，在850 r/min時增大了噴油量導致排氣流量增大，使得傳熱面積較大，總的來看，總傳熱面積隨轉速和負載的升高逐漸增大直至達到最大傳熱面積3.70 m2。圖8b中，由于低轉速負載工況排氣流量小熱容流率低，使蒸發器內部傳熱時排氣溫度迅速下降，與工質溫差達到設定夾點溫差1 K后不再發生傳熱，傳熱量飽和，因此總傳熱面積偏小；中轉速范圍傳熱大部分處于預熱區，是因為排氣溫度和熱容流率較低使工質未發生相變，在蒸發器中始終處于液態使傳熱面積達到最大值，之后排氣熱容流率和傳熱系數升高增大了預熱區傳熱能力，工質開始在兩相區與過熱區傳熱，狀態點6位置提前使預熱區傳熱面積減小。圖8c中，兩相區傳熱面積先隨傳熱量增大而增加，之后工質沸騰換熱使傳熱系數急劇增大，導致蒸發器總傳熱系數增大，同時排氣溫度提高，但工質在兩相區內飽和溫度不變，使平均溫差升高，狀態點7位置前移使傳熱面積開始減小。圖8d中，過熱區工質轉變為過熱蒸汽后，傳熱系數降低，但平均溫差持續升高，綜合作用使傳熱面積緩慢增加。在大部分工況下預熱區傳熱面積最大，兩相區和過熱區傳熱面積較小，在中高轉速負載范圍內，由于傳熱量差異使得過熱區傳熱面積大于兩相區。

蒸發器傳熱特性如圖9所示。圖9a中，效能反映了熱容流率比和傳熱單元數對蒸發器的影響，在中低轉速效能最大為1，傳熱效果達到最大，之后隨轉速和負載升高而降低，這是由于排氣熱容流率增幅大于總傳熱量所造成的，在中高轉速負載范圍，如需進一步提高蒸發器效能，需要增大傳熱面積，但過大的傳熱面積會導致排氣出口溫度過度冷卻，析出冷凝水，因此需要確定柴油機最可能長時間運行的工況，以此確定合適的蒸發器結構參數。圖9b傳熱單元數反映了排氣與工質在蒸發器中的傳熱難易程度，由于工質熱容流率為定值且為較大值，排氣與工質的熱容流率比隨轉速和負載提高而增大，同時蒸發器總傳熱系數變化較小，總傳熱面積不變，排氣作為熱容流率較小的流體，隨轉速和負載的升高而增大最終引起傳熱單元數逐漸降低；但在高轉速范圍內，蒸發器總傳熱系數和排氣熱容流率增幅比例相近，導致傳熱單元數基本保持不變。圖10為翅片效率變化規律，由于工質和排氣總傳熱系數隨轉速和負載升高而增大，導致熱量沿翅片表面散熱量增大，翅片效率降低。在同一工況下，由于翅片材料相同、兩側翅片厚度相差不大，工質總傳熱系數增幅較排氣小，工質吸熱量沿翅片表面散熱量少且翅片高度低熱阻小，使得工質側翅片效率高于排氣側。

3 蒸發器參數優化

工質與排氣在蒸發器接管與流道呈90°連接，會存在壓力與能量損失；根據數值計算結果可知，在中低轉速工況下，工質在蒸發器出口處無法轉變為過熱蒸氣，出現傳熱量為0的情況，為促進蒸發器強制換熱，提高在非設計工況下的熱力性能，對其結構與工質參數進行優化。

3.1 結構優化

蒸發器板束體是傳熱主要部位，試驗時工質與排氣處于穩定流動狀態，同時與對流傳熱模型假設保持一致，為保證獲取準確的傳熱特性，在Fluent中模擬求解排氣和工質在傳熱和流動過程時作出如下假設。

1）忽略蒸發器接管、外壁面、排氣和工質散發至環境的熱量損失；

2）忽略蒸發器材料熱阻和污垢系數；

3）排氣流動為湍流，流動和傳熱狀態為穩態，排氣進口側熱物性為定值。

采用有限體積法離散控制方程，工質熱物性根據CoolProp溫度線性插值，湍流模型采用k-ε雙方程模型，近壁面處理采用Scalable壁面函數，求解器采用Simplec壓力-速度耦合算法。

拖拉機田間作業時應盡可能保持柴油機在最大轉矩和額定功率工況范圍內運行以最大發揮柴油機性能，因此選取C4（2 250 r/min滿載）和D4（3 500 r/min滿載）工況分析蒸發器傳熱性能，表3為仿真邊界條件和熱物性參數[29]。

為驗證網格疏密對數值計算的結果影響，分別繪制網格數為1 171 868、2 110 242和2 810 831的3種不同數目網格進行無關性驗證，3種網格排氣和工質出口平均溫度偏差均小于0.4%，因此本文選擇網格數為2 810 831的網格進行仿真模擬以保證最大的求解精度。

圖11為C4和D4工況下的蒸發器傳熱溫度云圖，排氣和工質在蒸發器出口平面上的溫度分別為475和576、602和698 K，與試驗測量值相對誤差最大為9.4%。由此可見仿真結果雖然存在一定誤差，但仍能較為真實反映地蒸發器的工作狀況。

圖12為D4工況流體流速分布，結果表明流體在各流道內分布不均，傳熱主要發生在距離接管進口較遠的流道內，而在較近的流道內出現回流現象，主要原因是接管與流道方向呈90°，流體進入蒸發器時具有一定流速和慣性，導致高溫排氣和低溫工質在進口較遠的流道內積聚形成較大的溫度梯度，使得在該區域流道內傳熱效率較高，而在近接管處流道內排氣和工質質量分布較少，傳熱量較低使得排氣熱量未能充分利用；同時工質在流道內大多處于穩定層流狀態也不利于邊界傳熱。

已有文獻[17]證明，采用波紋翅片形狀可以改善蒸發器內流體流動和換熱情況，通過增加接管倒角，可以使近接管處流道內部的流動更加均勻分布，以促進工質與排氣的強制換熱，考慮接管直徑、流道長度和翅片加工工藝性后，確定排氣接管采用倒角為R53，波紋間距20 mm，波高5 mm的翅片結構，對蒸發器進行仿真結構優化，圖13為D4工況排氣流速與溫度分布圖，結果表明流速在各流道內分布較之前均勻，整個高溫區域向接管進口前移使得流道利用率更高傳熱更為充分，工質吸收更多排氣熱量。表4中傳熱結果顯示，結構優化后工質在出口處過熱度提高了16 K，傳熱量最大增加5.2%，傳熱面積增大0.19 m2，體積僅增加0.002 m3。

3.2 工質參數優化

蒸發器全工況分析結果表明，在中低轉速負載工況下，工質未能充分利用排氣余熱，在蒸發器出口處無法轉變成過熱蒸汽而出現兩相區和過熱區傳熱量為0的情況。同時臺架試驗表明，冷卻水溫度為294～310 K時，工質經過增壓泵后升溫至314～344 K，且在624 K時50～100 h內未發生分解，考慮增壓泵工作轉速范圍、拖拉機發動機蓋罩前部和駕駛室頂面實際空間后，選取工質進口溫度314～344 K、流量0.01～0.30 kg/s和流道長度10～80 cm為變量范圍，步長分別為1 K、0.01 kg/s和10 cm，工質壓力2.08 MPa時臨界和分解溫度397和624 K為約束條件，在蒸發器結構參數不變條件下，以數值計算模型基礎上結合BP神經網絡進一步分析蒸發器非設計工況下的傳熱特性。

表4 D4工況下不同結構傳熱結果對比

圖14為1 250～2 000 r/min負載率50%工質出口為過熱蒸汽時的流量、進口溫度和流道長度參數優化結果，低轉速時由于排氣熱容流率和傳熱系數均較小，排氣能量低，需要減小工質流量增大流道長度以充分換熱；之后隨著排氣熱容流率增大，工質流量總體呈上升趨勢，且范圍增大，進口溫度對范圍影響較?。淮送怆S流道長度增加，流量可選范圍也增大，但長度的增加會導致蒸發器體積和成本的增加，因此在參數選擇時需要考慮蒸發器的最大熱力性能和最優技術經濟性。

由表5可知，已有蒸發器流道長度50 cm，進口溫度327 K時，除去1 250 r/min負載率25%時的單一工況點，工質流量可變范圍和傳熱量會隨轉速和負載增大而變大，而不必局限于某一指定流量，因此為避免頻繁調整增壓泵轉速，可將同一轉速下流量的重疊區間設定為有效工作區間，從而提高中低轉速負載工況下的傳熱穩定性和使用范圍，如1 500 r/min在中高負載時，流量可在0.03～0.08 kg/s變化；同時工質與排氣流量的比值，也可為增壓泵與柴油機輸出轉速的傳動比和傳動裝置的選擇提供參考，如在1 500 r/min時傳動比可設置0.78～1.88。

表5 1 250～2 000 r·min-1下25%～100%負載率的工質流量范圍及傳熱量

4 結 論

1）提出了一種基于移動邊界法的板翅式蒸發器的熱力性能數值計算方法，定量分析蒸發器在柴油機全工況下的傳熱特性。結果表明，蒸發器中高轉速負載工況下熱力性能較好，傳熱量在4 000 r/min滿載工況時達到最大69.89 kW；中低轉速負載下由于排氣熱容流率和傳熱系數較低，較大的工質流量難以保證工質轉變成過熱蒸汽，從而出現兩相區和過熱區傳熱量為0的情況；同時該種計算方法也可適用于不同工質熱物性和結構型式的蒸發器熱力性能計算。

2）為擴大蒸發器適用范圍，結合BP神經網絡預測算法，以蒸發器流道長度、工質流量和進口溫度為優化參數，進一步分析了蒸發器在非設計工況時的熱力性能，確定了中低轉速負載工況下的參數范圍，如柴油機1 500 r/min時，工質流量可在0.03～0.08 kg/s范圍變化，最大傳熱量可達19.46 kW，工質與排氣流量比為0.78～1.88，有效改善了中低轉速負載工況下蒸發器熱力性能的不足，同時為增壓泵與柴油機輸出轉速的傳動比和傳動裝置的選擇提供了參考，從而為實現蒸發器結構及工質參數與拖拉機的工況匹配提供理論依據。

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Thermal performance analysis and parameter optimization of a tractor exhaust waste heat plate-fin evaporator

Tu Ming1,2, Zhang Guotao1,3, Xia Chen1, Hu Dawei4, Zeng Rong1,2, Zhou Yong1,2※

(1.430070,; 2.430070; 3.,430074,; 4.,, 48824,.)

The fuel efficiency of the engine is only 15%-35% while the tractor is working in the field, and the exhaust energy accounts for 38%-45% of the energy released by the fuel. The recovery and reuse of exhaust heat energy could help improve fuel efficiency and reduce emissions. Studies have shown that the exhaust waste heat energy based on the Organic Rankine Cycle (ORC) is the highest. The evaporator is a key component of the ORC system, analyzing its thermal performance under limited space conditions of the tractor could provide a theoretical basis for the optimal design of evaporator parameters, thereby effectively improving the utilization of exhaust heat. This study according to the actual size of the tractor, a plate-fin evaporator was trial-produced to recover diesel exhaust waste heat. A numerical model of convective heat transfer between evaporator exhaust and working fluid based on moving boundary method was established and was verified the validity by combining with bench test data, the thermal performance of the evaporator under full operating conditions of the diesel engine was quantitatively analyzed; meanwhile in order to improve the heat transfer and scope of application of the evaporator, CFD simulation and BP neural network methods were used to further analyze the heat transfer characteristics of the evaporator under off-design conditions, the structure and working fluid parameters were optimized. The results showed that: 1) the evaporator had better thermal performance under medium and high speed load conditions, and the heat transfer reached a maximum of 69.89 kW under 4 000 r/min full load conditions, and the heat transfer of the evaporator would be unstable under medium and low speed load conditions due to the lower exhaust heat capacity flow rate, heat transfer coefficient, and a larger working fluid mass flow rate, resulting in the flow was difficult to ensure that the working fluid was transformed into superheated steam, so that the heat transfer in the two-phase zone and the superheat zone was zero within the evaporator. 2) in order to improve the distribution and turbulence of the fluid in the flow channel, increasing the pipe chamfer and adopting the corrugated fin shape to promote forced heat exchange, the CFD simulation showed the entire high-temperature area moved forward to the inlet of the nozzle to make the flow channel utilization rate higher and heat transfer more. With the optimized structure of the evaporator, the working fluid had a higher degree of overheating under the condition of the same overall size, the maximum heat transfer increased by 5.2%, the heat transfer area increased by 0.19 m2, and the volume only increased by 0.002 m3. 3) combined with the BP neural network algorithm, the evaporator flow channel length, working fluid flow and inlet temperature were optimized parameters, and the thermal performance of the evaporator under off-design working conditions was further analyzed, and the parameter range under the medium and low speed load conditions is determined. Thus, the selection range of the working fluid flow rate at different speeds was proposed, which effectively improving the thermal performance of the evaporator under low-to-medium speed load conditions, and providing a reference for the selection of the transmission ratio of the booster pump and the output speed of the diesel engine and the selection of the transmission device. For example, when 1 500 r/min was under a medium and high load, the flow rate could be changed from 0.03 kg/s to 0.08 kg/s and the maximum heat transfer up to 19.46 kW; at the same time, the transmission ratio could be set to 0.78-1.88 at 1 500 r/min. The results of the study are of great significance and present the fluid flow and heat transfer characteristics of the evaporator, which provide a reference for the actual use of the evaporator in tractors and matching with diesel engine operating conditions.

tractors; optimization; exhaust waste heat; evaporator; thermal performance

涂鳴，張國濤，夏晨，等. 拖拉機排氣余熱板翅式蒸發器熱力性能分析與參數優化[J]. 農業工程學報，2021，37(19)：7-17.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002 http://www.tcsae.org

Tu Ming, Zhang Guotao, Xia Chen, et al. Thermal performance analysis and parameter optimization of a tractor exhaust waste heat plate-fin evaporator[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2021, 37(19): 7-17. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002 http://www.tcsae.org

2021-08-16

2021-09-26

國家自然科學基金（51605182）；現代農業產業技術體系（CARS-24-D-02）；農業農村部長江中下游農業裝備重點實驗室開放課題（2662020GXPY016）

涂鳴，講師，博士，研究方向為農機裝備余熱利用及節能減排。Email：mingtu@mail.hzau.edu.cn

周勇，副教授，博士，研究方向為智能農機裝備。Email：zhyong@mail.hzau.edu.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002

S218.5; TK11+5

A

1002-6819(2021)-19-0007-11