發動機多工況有機朗肯循環中混合工質研究

尉慶國，王震，楊凱，楊富斌，張健，張紅光

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

在發動機的能量消耗中，只有不到45%的燃料燃燒后的能量用于動力輸出，其余大部分能量通過排氣系統和冷卻水被排放到大氣中[1]。這將造成大量的能源浪費。所以發動機的余熱回收利用具有極大的研究意義。有機朗肯循環系統在回收低品位能方面具有較大的優勢，并在多個領域得到了應用[2-5]。近年來，國內外很多學者在研究如何利用有機朗肯循環系統回收發動機的余熱能[6]。天津大學的學者針對一臺柴油機設計了一套有機朗肯循環系統的仿真模型，研究表明:大概75%的排氣余熱和9.5%的冷卻液余熱能被回收利用[7]。Maogang等指出同時利用有機朗肯循環和Kalina cycle回收內燃機的余熱能，可以回收更多的內燃機余熱能[8]。

在有機朗肯循環余熱回收系統中，有機工質與熱源和系統的匹配嚴重影響著ORC系統的工作性能[9-10]。非共沸混合工質在蒸發過程和冷凝過程中具有溫度“滑移”特性，可以減少由于溫差導致的(火用)損率。南佛羅里大學研究了混合工質和單一工質的ORC系統性能，混合工質比單一工質具有較優的熱力學性能[11]。

本文通過實驗，研究一臺柴油機多工況下的排氣能量變化規律，利用簡單有機朗肯循環系統回收此臺柴油機的排氣能量，研究4種滑移溫度不同的非共沸混合工質對ORC系統性能的影響。

1 有機朗肯循環系統簡介

圖1是車用發動機有機朗肯循環余熱回收系統示意圖，主要包括儲液罐、工質泵、蒸發器、膨脹機、冷凝器等。發動機的排氣在蒸發器中將能量傳遞給有機工質。發電機將膨脹機輸出的軸功轉化為電能。單實線代表有機工質的管路，雙實線代表發動機排氣管路，三實線代表聯軸器，虛線代表冷卻水管路。

圖1 有機朗肯循環余熱回收系統示意圖Fig.1 Schematic of waste heat recovery system of ORC

ORC系統凈輸出功率:

ORC系統的熱效率:

ORC系統的(火用)效率:

ORC系統的(火用)損率:

有用功提升率(ORC系統的凈輸出功率比內燃機輸出功率與ORC系統的凈輸出功率)，即

圖2 非共沸混合工質的ORC系統T-s圖Fig.2 T-s diagram of the ORC system of zeotropic mixtures

2 非共沸混合工質

非共沸混合工質在定壓蒸發和定壓冷凝過程有溫度滑移的熱力學特性，通過對混合工質組元的選擇和各組元間配比的優化，可以減小由于傳熱溫差導致的不可逆損失(或(火用)損率)。然而，非共沸混合工質是否有利于車用內燃機有機郎肯循環余熱回收系統還需要進一步研究。

混合工質的熱力學性能不僅與組成混合工質的組元有關，還與各組元所占比例有關，所以混合工質的數量十分龐大。從現有編號的非共沸混合工質中選取4種工質進行研究。在選取工質時主要考慮所選工質的滑移溫度不同，以便分析滑移溫度對系統性能的影響。表1是所選工質的特性。

表1 非共沸混合工質的特性Table 1 Property of zeotropic mixtures

通過調研發現，現有編號的非共沸混合工質多數為濕工質。為了不讓膨脹后的工質落在氣液兩相區，膨脹機進口的工質一定要為過熱氣體。

3 排氣能量研究

通過實驗，研究一臺柴油機在多工況下的排氣能量變化情況。圖3是柴油機實驗系統示意圖。

圖3 柴油機實驗系統示意圖Fig.3 Schematic of experimental system of diesel engine

圖3中的單實線表示聯軸器、雙實線表示發動機進排管路、三實線表示柴油油路、虛線表示電信號。控制柜控制發動機測功機及ECU的12 V電壓的供應，數據采集儀可以采集發動機的扭矩、轉速、功率、油耗等數據，數據采集系統主要采集排氣溫度和進氣質量流量。實驗過程共涉及85個不同工況點。轉速范圍為600～2 200 r/min，每100 r/min取一點。油門開度從0%～100%變化。從實驗中可以得出此臺柴油機的最大輸出功率約為280 kW。該實驗臺架未安裝發動機排氣質量流量測量設備，但可以測量每個工況點的油耗量和進氣量，此臺柴油機的排氣質量流量等于油耗量加進氣量。從實驗結果中可以得出，不同工況下，此臺柴油機的排氣質量流量在0.1～0.5 kg/s變化，排氣溫度在 400～820 K變化。

根據式(14)計算柴油機的排氣能量(忽略排氣動能)。

圖4是根據實驗結果和上述計算條件得到的柴油機排氣可用能量變化圖。隨著油門開度和轉速的增加，排氣能量呈上升趨勢，最大可利用的排氣能量約為290 kW。

圖4 排氣能量Fig.4 Exhaust energy

4 實驗結果及分析

對于一套有機朗肯循環余熱回收系統，工質的選用尤為重要。針對車用柴油機有機朗肯循環余熱回收系統，研究4種滑移溫度不同的非共沸混合工質對ORC系統性能的影響。在計算分析之前，做出以下設定:

1)蒸發壓力范圍1～4 MPa，間隔1 MPa;

2)過熱度分別取5 K和10 K;

3)膨脹機的膨脹比為4;

4)膨脹機和工質泵的等熵效率為0.8，膨脹機為螺桿膨脹機，其螺桿直徑為175 mm，工質泵為多級離心泵;

5)高溫熱源溫度TH=T3+Δte，Δte是蒸發器的平均傳熱溫差;

6)低溫熱源溫度TL=T1-10;

7)環境溫度 T0=303.15 K 。

為了防止液滴對膨脹機的損害，工質膨脹后必須為飽和蒸汽或過熱蒸汽。對于濕工質，膨脹機進口的工質應該為過熱蒸汽，才能確保膨脹后的工質為飽和蒸汽或過熱蒸汽。所以，在計算過程中，膨脹機進口的工質為過熱蒸汽，過熱度為5 K和10 K。對于不同的工質、在不同的蒸發壓力和不同的過熱度下，膨脹后的狀態是不確定的。通過相同溫度下，熵值的大小來判斷工質膨脹后是否為過熱蒸汽。首先確定工質膨脹后的熵值和溫度，即圖2中4點的熵值和溫度確定了之后，查出該溫度下飽和蒸汽的熵值，即圖2中v點的熵值。如果4點的熵值等于或大于v點的熵值，說明工質膨脹后為飽和蒸汽或過熱蒸汽，滿足工作要求。如果4點的熵值小于v點的熵值，說明工質膨脹后處于兩相區，不滿足工作要求。

圖5 非共沸混合工質膨脹后狀態的分析圖Fig.5 State analysis after expansion of zeotropic mixtures

圖5是在不同蒸發壓力、不同的過熱度下，4種非共沸混合工質膨脹后狀態的分析圖。從圖5中可以看出，當過熱度為5 K時，R402B不能滿足工作要求，因為其膨脹后的熵值(圖2中4點熵值)均小于該點溫度下飽和蒸汽的熵值(圖2中v點熵值)。同理可得，R409B和R415B都不能滿足工作要求，R407B滿足工作要求的蒸發壓力范圍為1.0～2.8 MPa。當過熱度為10 K時，R402B滿足工作要求的蒸發壓力范圍約為1.0～3.5 MPa，R407B 滿足工作要求的蒸發壓力范圍為1.0～4.0 MPa，R409B 滿足工作要求的蒸發壓力范圍約為 1.0～3.35 MPa，R415B 滿足工作要求的蒸發壓力范圍約為1.0～3.0 MPa。這主要與非共沸混合工質飽和蒸汽曲線的斜率有關，工質斜率的絕對值越大，越容易滿足工作要求，反之，則不容易滿足工作要求。這說明，在不同的過熱度下，每種工質可用的蒸發壓力范圍不同。

熱效率是評價ORC系統的重要指標。圖6是在不同過熱度下，隨著蒸發壓力變化，4種非共沸混合的ORC系統熱效率的變化情況。從圖6中可以看出，隨著蒸發壓力的增加，4種非共沸混合的ORC系統熱效率先增加后減少，存在一個最大熱效率點，對應的蒸發壓力均為2.0 MPa。當過熱度為10 K時，每種工質的ORC系統熱效率高于過熱度為5 K時的系統熱效率。

表2是當過熱度為10 K、蒸發壓力為2.0 MPa時，不同發動機工況下，4種非共沸混合工質的ORC系統熱效率的變化規律。從表2中可以看出，隨著柴油機轉速和油門開度的變化，4種非共沸混合工質的ORC系統熱效率恒定不變，ORC系統熱效率從大到小的非共沸混合工質依次為:R402B、R409B、R415B、R407B。非共沸混合工質R402B的ORC系統熱效率最大，約為10.63%;R407B的ORC系統熱效率最小，約為10.12%。這是因為，在相同蒸發壓力下，如果忽略管路損失，系統的熱效率主要與各部件性能和所用工質的物性有關。對于一個已經確定的系統，其各部件的性能也就確定了，所以工質的物性決定了ORC系統的性能。這說明ORC系統的熱效率與熱源能量沒有直接關系，無論柴油機的工況如何變化，ORC系統的熱效率都恒定不變。

圖6 ORC系統熱效率Fig.6 Thermal efficiency of the ORC system

表2 不同發動機工況下的ORC系統熱效率的變化規律Table 2 Variation of the thermal efficiency of the ORC system under multiple operating conditions %

綜上所述，當蒸發壓力為2.0 MPa、過熱度為10 K時，4種非共沸混合工質的ORC系統熱效率均為最大。

圖7為4種非共沸混合工質的ORC系統凈輸出功率的MAP圖。圖7中每種工質的ORC系統凈輸出功率的等高線分布是相同的，但代表的數值不同。從圖7中可以看出，不同的柴油機工況下，4種非共沸混合工質的ORC系統凈輸出功率不同。當柴油機轉速恒定時，隨著油門開度的增大，4種工質的ORC系統凈輸出功率均逐漸增大;當油門開度在70%～100%時，隨著柴油機轉速的增加，4種工質的ORC系統凈輸出功率逐漸增加;當油門開度在40%～70%時，隨著柴油機轉速的增加，4種工質的ORC系統凈輸出功率先增加后減小;當油門開度在0%～40%時，隨著柴油機轉速的增加，4種工質的ORC系統凈輸出功率先增加后趨于平緩。這是受柴油機排氣能量的影響，不同柴油機工況下，柴油機排氣能量不同，非共沸混合工質吸收的能量也有所不同。當柴油機轉速和油門開度恒定時，即相同工況，ORC系統凈輸出功率從大到小的工質依次為:R402B、R409B、R415B、R407B。在不同的柴油機工況下，每種工質的 ORC系統凈輸出功率在0.5～25 kW，當轉速為2 200 r/min、油門開度100%時，非共沸混合工質R402B的ORC系統的凈輸出功率最大，約為24.65 kW;R407B的ORC系統的凈輸出功率最小，約為23.48 kW。

圖7 4種非共沸混合工質的ORC系統凈輸出功率的MAP圖Fig.7 Contour MAPs of the net power output of the four zeotropic mixtures

在不同的工況下，發動機輸出的功率不同，ORC系統輸出功率也不同。為了研究兩者之間的關系，定義了有用功提升率的概念，來評價不同工況下，輸出功率提升比例的大小。圖8是當蒸發壓力為2.0 MPa、過熱度為10 K時，隨著柴油機工況的變化，4種非共沸混合工質的整體系統有用功提升率的對比MAP圖。

從圖8中可以看出，不同工況下，有用功提升率不同。當轉速恒定時，轉速在600～1 100 r/min，隨著油門開度的增加，有用功提升率逐漸減小;轉速在1 100～2 200 r/min，隨著油門開度的增加，有用功提升率先減小后略有增加，并隨著轉速的增加，有用功提升率的增加幅度逐漸增加。這主要與柴油機輸出功率和排氣能量的分布有關。無論如何，當柴油機處于低負荷高轉速區時，有用功提升率最大;柴油機處于高負荷低轉速區時，有用功提升率最小。這是因為，當柴油機處于低負荷高轉速區時，柴油機的輸出功率較低，但排氣溫度較高，即ORC系統吸收的排氣能量較多，所以，有用功提升率最高。當柴油機處于高負荷低轉速區時，柴油機的輸出功率提高，但排氣溫度增加幅度不大，即ORC系統吸收的排氣能量較小，所以，有用功提升率最小。

圖8 系統有用功提升率的對比MAP圖Fig.8 Comparable contour MAPs of the power output increasing rate of the system

通過圖8可以看出，相同柴油機工況下，有用功提升率從大到小的非共沸混合工質的順序為:R402B、R409B、R415B、R407B。柴油機轉速2 200 r/min，油門開度0%時，R402B的有用功提升率最大，約為10.63%;R407B的有用功提升率最小，約為10.14%。

最后，分析ORC余熱回收系統(火用)效率的變化情況。圖9是當蒸發壓力為2.0 MPa、過熱度為10 K時，隨著柴油機轉速和油門開度的變化，4種非共沸混合工質的ORC系統(火用)效率對比MAP圖。圖中每種工質的ORC系統(火用)效率的等高線分布是相同的，但代表的數值不同。

圖9 ORC系統(火用)效率對比MAP圖Fig.9 Comparable contour MAPs of the exergy eficiency of the ORC system

從圖9中可以看出，不同發動機工況下，每種工質的ORC系統(火用)效率不同。無論如何，當柴油機處于高轉速大負荷時，ORC系統的(火用)效率最小，處于小負荷時，ORC系統的(火用)效率最大。這主要因為，隨著轉速和油門開度的增加，柴油機的排氣溫度增加，柴油機排氣與有機工質之間的傳熱溫差增加，溫差導致的不可逆損失增加，所以，ORC系統的(火用)效率減小。從圖中還可以看出，在相同工況下，ORC系統(火用)效率從大到小的工質順序為:R415B、R409B、R402B、R407B。此時，R415B的ORC系統(火用)效率最大，約為39.88%;R407B的ORC系統(火用)效率最小，約為31.56%。這說明，就ORC系統的(火用)效率而言，相同發動機工況下，每種非共沸混合工質的ORC系統體現出的性能不同。

5 結論

1)對于不同的非共沸混合工質，在不同的蒸發壓力下，需要不同的過熱度來確保膨脹之后的有機工質處于飽和或過熱狀態，當過熱度確定后，每種工質可以使用的蒸發壓力范圍不同。

2)隨著蒸發壓力的增加，非共沸混合工質的ORC系統熱效率先增加后減小，當蒸發壓力為2.0 MPa時，其值最大。

3)當蒸發壓力為2.0 MPa、過熱度為10 K 時，不同發動機工況下，非共沸混合工質的ORC系統凈輸出功率和(火用)效率不同。在大轉速高負荷時，每種有機工質的ORC系統的凈輸出功率均為最大。其中，R402B的ORC系統的凈輸出功率最大，約為24.65 kW。當柴油機處于高轉速大負荷時，每種工質的ORC系統(火用)效率最小，處于小負荷時，(火用)效率最大。其中，R415B的 ORC系統(火用)效率最大，約為39.88%，R407B的ORC系統(火用)效率最小，約為31.56%。

4)當ORC系統的熱效率確定后，整個系統的有用功提升率主要取決于蒸發器的性能。蒸發器的性能好，相同的排氣能量就能蒸發更多的有機工質，從而輸出更多的功率。但也與不同工況下的發動機輸出功率和排氣能量有關。

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