基于總效率最優的中低溫余熱有機朗肯循環性能

樊明強，周天，孫志強，周孑民

(中南大學 能源科學與工程學院，湖南 長沙，410083)

基于總效率最優的中低溫余熱有機朗肯循環性能

樊明強，周天，孫志強，周孑民

(中南大學 能源科學與工程學院，湖南 長沙，410083)

為提高有機朗肯循環在回收中低溫余熱領域的效率，建立固定換熱面積的蒸發器離散模型，分析變壓力比、冷凝溫度、蒸發溫度和工質質量流率對有機朗肯循環性能的影響。研究結果表明：當蒸發溫度和壓力比一定時，存在不同的最佳冷凝溫度使系統總效率和循環效率最高，其值分別可達8.95%和7.20%；當冷凝溫度一定時，系統總效率隨蒸發溫度升高而增加；系統總效率與工質質量流率變化規律一致；而除在蒸發溫度變化工況下，冷卻水溫度對系統總效率的影響不超過0.23%。

有機朗肯循環；中低溫余熱；離散模型

近年來，隨著煤炭、石油、天然氣等化石燃料的日益消耗，占總體余熱近48%[1]且傳統水蒸汽動力循環難以高效利用中低溫余熱回收[2]，越來越受到人們的廣泛關注。相比其他余熱回收方法，有機朗肯循環憑借其簡易、高效等優勢已成為回收中低溫余熱的理想途徑[3]。在有機朗肯循環中，循環工質往往決定著系統的性能。LIU等[4]研究發現水、氨、乙醇等濕流體工質由于其蒸發潛熱較大，不適合用作有機朗肯循環工質。孫志強等[5?7]分析了工質類型對回收中低溫余熱有機朗肯循環性能的影響，發現在相同工況下，采用干流體工質的循環凈功率和總熱量回收效率比濕流體的大。GARY[8]發現當廢熱溫度為150～200 ℃時，等熵流體R245fa的性能優于R123的性能。在有機朗肯循環應用系統分析和優化方面，WEI等[9?10]研究了煙氣流量、進口溫度、冷卻空氣流量及環境溫度等對有機朗肯循環系統輸出功率及循環效率的影響規律。BADR等[11?13]利用定泵和膨脹機效率的簡單熱動力模型比較了不同工質的系統循環效率，結果表明蒸發壓力影響系統循環效率，且最優工質與具體適應工況相關。綜上所述，國內外對有機朗肯循環的研究多集中在工質優選、系統參數對循環影響及優化方面[14?15]。對于工廠生產實際，希望盡可能減少換熱器等裝置的改造以達到最大回收余熱的目的，因此，對已有換熱裝置的系統優化及最大系統總效率的研究有著極其重要的應用價值，而相關方面研究較少。本文作者旨在基本有機朗肯循環模型的基礎上，研究在蒸發器換熱面積一定下，以R245fa作為循環工質，探討變壓力比、冷凝溫度、蒸發溫度及工質質量流率對系統性能的影響。

1　有機朗肯循環系統及工質

1.1基本有機朗肯循環

基本有機朗肯循環系統簡圖如圖1所示，圖中t，P，M和N分別表示溫度、壓強、質量流率和轉速。系統主要由蒸發器、膨脹機、冷凝器、儲液罐和工質泵等組成，分為4個過程(1～4)。經冷卻水冷卻的有機工質通過工質泵輸送到蒸發器中(過程1至過程2)，與熱源流體熱交換成為飽和或過熱蒸汽(過程2至過程3)，推動膨脹機做功(過程3至過程4)，排出的氣體進入冷凝器，與冷卻水熱冷凝成為液體(過程4至過程1)，再由工質泵輸送到系統中，完成1個循環，從而實現能量的轉換。

1.2工質的選取

有機朗肯循環采用有機流體作為工質。有機工質應具有良好的飽和氣體曲線、較低的臨界溫度和壓力、高汽化潛熱，并且具有較強的熱穩定性、不易燃、環境友好、價格便宜且易獲得[16?17]。鑒于熱源流體溫度范圍[18?19]，選用R245fa作為循環工質。

R245fa為等熵流體且臨界溫度較高，不用考慮在膨脹做功過程中產生的液滴對膨脹機葉片造成的損害。其汽化潛熱高達196.09 J/g，有助于提高熱交換效率，且無腐蝕性，不可燃，因此，在實際運行中有較高的安全系數。其臭氧層破壞潛能值為0，屬于環境友好型工質。

圖1　有機朗肯循環系統圖Fig. 1 Conceptual scheme of modeled ORC system

2　熱力學分析

2.1蒸發器換熱模型

采用單級蛇形管殼式換熱器，工質在蒸發器中與熱源流體逆流換熱，從過冷液體狀態變為飽和氣體或過熱氣體狀態。與此同時，熱源流體溫度從入口溫度thf,i降低為出口溫度thf,o，假定熱源流體為理想氣體，比定壓熱容cp為定值。

設蒸發器總換熱面積為A，管道內徑為d，管壁距殼壁距離為d。由于工質在換熱器中存在相變，使對其整體分析變得復雜。為簡化計算模型，忽略蛇形管彎折處影響，將其看成1個等同換熱面積的水平直管道，同時按等換熱面積離散成N段，如圖2所示，認為每段工質流體物性參數一定[20]，且能量和質量守恒，忽略動量和壓降的影響。

圖2　蒸發器計算模擬圖Fig. 2 Modeling paradigm of evaporator

對于任意k分段，蒸發壓力、蒸發溫度、換熱面積、熱源進、出口溫度和工質進、出口溫度分別定義為pev，tev，Ak(Ak=A/N，A為蒸發器換熱面積，N為分段數)，thf,k+1，thf,k，tf,k和tf,k+1(按照上述表示方法，圖2中thf,N+1和thf,1分別與熱源進口溫度thf,i和出口溫度thf,o表示同一溫度；tf,1和tf,N+1分別為工質流體進口溫度t2和出口溫度t3表示同一溫度)，則由能量守恒可知

式中：mhf為熱源流體質量流率；mf為有機工質質量流率；Hf,k和 Hf,k+1分別為工質流體k分段進出口比焓，其為壓強pev、溫度tf的函數，即Hf=f( pev,tf)。則有

其中：

式中：Δtkm為對數平均溫差；Kk為第k段總換熱系數；Kf,k和Khf,k分別為工質和熱源流體強制對流換熱系數。

據式(2)，將換熱面積Ak與假定換熱面積Ak0比較，在相對誤差Z1之內則進入下一分段迭代，最終驗算在總換熱面積A一定時，thf,N+1與熱源進口溫度thf,i是否滿足在相對誤差Z2之內，若滿足，則完成1次穩態運算，反之，改變相關參數重新運算。

迭代過程設置蒸發器中夾點溫差Δtev[21]和工質出口過熱度Δtf,out為：

由此，可以得出工質出口溫度t3下的比焓H3，則工質在蒸發器中吸熱量Qevap為

式中：H2為有機工質在蒸發器入口處比焓。

2.2冷凝器換熱模型

有機工質在冷凝器中與冷卻水逆流換熱，從過熱氣體或飽和氣體狀態變為飽和液體狀態，與此同時，冷卻水吸收熱量，從入口溫度tw,i上升到出口溫度tw,o。相比于蒸發器模型，冷凝器模型較為簡單，令tc為冷凝溫度，Δtc為冷凝器中傳熱的夾點溫差。

根據能量守恒定律和冷凝器夾點溫差Δtc可求冷凝器換熱量Qc和水泵功耗Wwp，為：

式中：mw為冷卻水質量流率；cw為水比定壓熱容；H4和H1分別為冷凝器中有機工質進出口比焓；g為當地重力加速度；Hw為冷卻水泵揚程；ηwp為冷卻水泵等熵系數；tw,s為在有機工質飽和氣相處冷卻水溫度。

2.3性能參數計算式

系統總凈功率Woverall為膨脹機所作功減去工質泵、冷卻水泵的功耗，即

其中：Wfp為工質泵功耗。膨脹劑功耗Wexp為

式中：H4s為理想情況下有機工質在膨脹機出口處比焓；ηexp為膨脹機等熵系數。

工質泵功耗Wfp為

式中：H2s為理想情況下有機工質在泵出口處比焓；ηfp為工質泵等熵系數。

熱源擁有最大熱量Qhf為

式中：Hhf,i為熱源流體進口比焓；Hhf,ref為熱源流體在溫度t=20 ℃時(即環境溫度)的比焓。

由式(7)和式(11)可知循環效率ηcycle為

由式(7)和式(14)可知蒸發器效率ηevap為

由式(11)、式(14)～(16)可知系統總效率ηoverall為

3　結果與分析

在進行結果分析時，本研究假定以下條件：1) 熱源流體進口溫度thf,i=200 ℃，質量流率mhf=0.1 kg/s，比定壓熱容cp=1 J/(g·K)；2) 工質流體質量流率為mf=0.07 kg/s；3) 蒸發器換熱面積A=3 m2，分段數N=100，相對誤差Z1=0.001%，Z2=0.1%，所有管道直徑d設為0.02 m；4) 膨脹機等熵系數為ηexp=75%，工質泵等熵系數為ηfp=72%；5) 冷卻水泵揚程為Hw= 25 m，冷卻水入口溫度為tw,i=20 ℃，重力加速度g= 9.8 g/cm3，冷凝器夾點溫度Δtc=5 ℃。

3.1變化蒸發溫度下蒸發器夾點溫度及過熱度分析

由于本研究蒸發器換熱面積給定，只要給予足夠的換熱面積，絕對溫差可接近足夠小。為避免出現熱源流體與有機工質溫差為0 ℃或負數的情形，設終止夾點溫度。

在圖3所示的不同蒸發溫度(起始設置tev=85 ℃，每步增加5 ℃)、冷凝溫度(起始設置tc=20 ℃，每步增加5 ℃)下，根據式(5)和式(6)計算，得到蒸發器中實際夾點溫度Δtev和有機工質出口過熱度Δtf,out變化規律，發現兩者變化趨勢基本相反。即實際夾點溫度隨蒸發溫度的升高而升高，隨冷凝溫度的升高而降低；而工質出口過熱度與之相反。由圖3可知：夾點溫度、出口過熱度均為正值，可知蒸發器模型可滿足本研究循環。

從整體蒸發器分析式來看，當冷凝溫度一定時，隨著蒸發溫度的升高，過冷工質為達到飽和狀態，需要吸收更多的熱量，使過冷段換熱面積增加，而蒸發器總換熱面積一定，必將導致兩相區和過熱區換熱面積的相對減少。對于工質而言，換熱主要存在于兩相區，這使蒸發器整體換熱量Qevap減少，工質出口過熱度降低，熱源出口溫度升高；當蒸發溫度一定時，隨著冷凝溫度的升高，工質出口過熱度變化不大，然而由于換熱溫差的存在，使熱源出口溫度相應增加，Qevap反而減小。

圖3　不同冷凝溫度下蒸發器夾點溫度和出口過熱度隨蒸發溫度的影響Fig. 3 Effect of evaporation temperature on Δtevand Δtf,outat various condensing temperatures

3.2固定壓力比下有機朗肯循環性能分析

圖4所示為在不同冷凝溫度、壓力比rp為2.5，3.0，3.5，4.0和4.5的條件下，根據性能參數計算式，得到的蒸發器效率ηevap、循環效率ηcycle和系統總效率ηoverall。由圖4可知：當冷凝溫度一定時，系統壓力比rp越大，ηevap略微下降，而ηcycle和ηoverall越大。這是因為壓力比的增大意味著蒸發溫度的升高。由式(16)可知：當冷凝溫度一定時，Qevap隨蒸發溫度的增大而減小，ηevap減少。而由式(8)～(10)可知：當冷凝器夾點溫度一定時，冷卻水溫升一定，所需質量流率不變，從而水泵功耗Wwp不變，而膨脹機和工質泵進出口焓差隨壓力比增加而增加，即膨脹機做功Wexp和工質泵功耗Wfp增加，但由于工質泵進出口焓差較小，因此，由式(11)可知Woverall變化基本與Wexp變化類似，故ηcycle和ηoverall增加。當系統壓力比一定時，隨冷凝溫度的升高，ηevap呈基本線性遞減趨勢，ηcycle和ηoverall均先增大后減少，同時存在最優冷凝溫度，使此時循環效率和系統總效率最大。在壓力比為2.5，3.0，3.5，4.0和4.5時，最大循環效率分別為6.05%，7.01%，7.78%，8.47%和8.95%，其所對應的冷凝溫度分別為77，70，65，60和57 ℃；最大系統總效率分別為4.62%，5.47%，6.16%，6.77%和7.20%，其所對應的冷凝溫度分別為41，40，38，37和37 ℃，因此，以有機朗肯循環最佳冷凝溫度作為最佳系統冷凝溫度，勢必造成系統總效率(即系統實際對外輸出功)減小。

由于在不同壓力比下，膨脹機做功Wexp、工質泵功耗Wfp和水泵功耗Wwp變化趨勢相似，故本文僅給出壓力比為3.5情況下分析結果，如圖5所示(圖5中ηr為各功占熱源擁有最大熱量百分比)。從圖5可見：Wexp和Wwp隨冷凝溫度的增加而降低，而Wfp與之相反；當冷凝溫度低于38 ℃時，Wwp占有比例較大且下降幅度超過Wexp，而Wfp占有比例較小，由式(11)可知：系統總凈功率Woverall呈上升趨勢；當冷凝溫度大于38 ℃時，Wwp可基本忽略不計，而Wfp占有比例增大，故Woverall呈下降趨勢。由3.1節可知，冷凝溫度升高，使蒸發器換熱量Qevap相應減小。因此，通過式(15)和式(17)可知：Woverall增加，ηcycle增加；當Woverall的減小幅度小于Qevap時，ηcycle增加，反之，ηcycle減小。而ηoverall為Woverall與熱源擁有最大熱量Qhf之比。由于熱源入口溫度和質量流率及環境溫度不變，由式(14)可得Qhf不變，故ηoverall的變化規律與Woverall的變化規律一致。故ηcycle和ηoverall對應的最優冷凝溫度不同。

圖6所示為冷卻水溫度對系統總效率ηoverall的影響。由圖6可知：在不同冷卻水溫度下，隨著冷凝溫度升高，ηoverall均先增大后減小，存在不同最佳冷凝溫度使ηoverall最大；當冷凝溫度大于50 ℃時，ηoverall變化基本一致。這是因為冷卻泵功耗相對其他部件可忽略不計，如圖5所示。經計算表明，在冷卻水溫度為10，12，14，16，18和20 ℃時，最大ηoverall分別為6.39%，6.35%，6.30%，6.26%，6.21%和6.16%，最大差僅為0.23%，與之相對應的冷凝溫度為29，32，32，35，36和38 ℃，存在一定的右移現象。因此，降低冷卻水入口溫度，對最優ηoverall的影響較小。為避免不必要的能量損耗，建議采用常溫態冷卻水即可。

圖4　不同壓力比下ηevap，ηcycle和ηoverall隨冷凝溫度的影響Fig. 4 Effect of condensing temperature on ηevap, ηcycleand ηoverallat various pressure ratios

圖5　壓力比為3.5時功隨冷凝溫度的影響Fig. 5 Effect of condensing temperature on work with rpof 3.5

圖6　壓力比為3.5時系統總效率ηoverall在不同冷卻水溫度下隨冷凝溫度的影響Fig. 6 Effect of condensing temperature on ηoverallat various temperature of cooling water with rpof 3.5

3.3固定冷凝溫度下有機朗肯循環性能分析

圖7所示為蒸發溫度、冷凝溫度(tc=26，30，35，40和45 ℃)條件下，根據性能參數計算式，所得的蒸發器效率ηevap、循環效率ηcycle和系統總效率ηoverall。由圖7可知：當蒸發溫度一定時，在不同的冷凝溫度下，除26 ℃外，各溫度下ηcycle和ηoverall基本重合，且隨冷凝溫度的增加而輕微減少。這是因為水泵功耗的影響，由式(8)和式(10)可知：冷凝溫度過低，使冷卻水的溫升降低，需要更大質量流率的水用于冷卻工質，由式(9)得水泵功耗與冷卻水的質量流率呈正比，故當冷凝溫度為26 ℃時，水泵功耗占有比例較大，使ηcycle和ηoverall均較低；而當冷凝溫度高出冷卻水入口溫度10 ℃后，水泵功耗基本可忽略不計，ηcycle和ηoverall主要受膨脹機作功影響。當冷凝溫度一定時，隨著蒸發溫度的升高，ηevap逐漸減小，而ηcycle和ηoverall均呈增大的趨勢，且變化曲線基本一致。

由于在不同冷凝溫度下，膨脹機作功Wexp、工質泵功耗Wfp和水泵功耗Wwp變化趨勢相似，故本文僅給出了冷凝溫度為35 ℃情況下分析結果，如圖8所示。由圖8可知：Wexp和Wfp與蒸發溫度的變化趨勢相同，而Wwp基本保持不變。這是因為冷凝溫度不變，故Wwp隨蒸發溫度的增加而基本不變，且占有比率極低，同時蒸發溫度的升高，意味著系統壓力比的增加，導致Wexp和Wfp增加。由于Wexp增加明顯，由式(11)、式(16)和式(17)可知：系統總凈功率Woverall呈增加趨勢，并且蒸發器換熱量Qevap的減少，使ηcycle逐漸增大，而熱源擁有最大熱量Qhf為常值，使ηoverall與Woverall變化規律一致，故ηoverall逐漸增大。

圖7　不同冷凝溫度下ηevap，ηcycle和ηoverall隨蒸發溫度的影響Fig. 7 Effect of evaporation temperature on ηevap, ηcycleandηoverallat various condensing temperatures

圖8　冷凝溫度為35 ℃時功隨蒸發溫度的影響Fig. 8 Effect of evaporation temperature on work with tcof 35 ℃

圖9　冷凝溫度為35 ℃時系統總效率ηoverall在不同冷卻水溫度下隨蒸發溫度的影響Fig. 9 Effect of evaporation temperature on ηoverallat various temperatures of cooling water with tcof 35 ℃

圖9所示為冷卻水溫度對系統總效率ηoverall的影響。同樣僅給出冷凝溫度為35 ℃時分析結果：在不同冷卻水溫度下，隨著蒸發溫度的升高，ηoverall均逐漸增大，并趨于平緩。這是因為膨脹機作功占主要部分，如圖8所示。在一定蒸發溫度下，盡管ηoverall隨冷卻水溫度的增加而減少，但變化不明顯，曲線基本趨于重合。可見，只要冷凝水溫差達到一定值時，其溫度對系統影響較小，采用常溫態冷卻水即可滿足循環要求。

3.4固定蒸發溫度下有機朗肯循環性能分析

圖10所示為冷凝溫度、蒸發溫度(tev=80，90，100，110，120和130 ℃)條件下，根據性能參數計算式，得到的蒸發器效率ηevap、循環效率ηcycle和系統總效率ηoverall。由圖10可知：當冷凝溫度一定時，ηevap與蒸發溫度變化趨勢相反，而ηcycle和ηoverall與之相同。由于隨著蒸發溫度的升高，蒸發器換熱量Qevap減少，導致ηevap減少。同時，隨系統壓力比增加，由3.2節可知ηcycle和ηoverall隨之增加。當蒸發溫度一定時，ηevap呈基本線性下降趨勢，而ηcycle和ηoverall均先增大后減少，同時存在最優冷凝溫度，使此時的ηcycle和ηoverall最大。不同蒸發溫度的最優ηcycle所對應的冷凝溫度相同，均為31 ℃，此時最優ηcycle對應值分別為7.75%，8.98%，10.06%，10.98%，11.75%和12.36%，而最優ηoverall所對應的冷凝溫度也相同，均為30 ℃，其值分別為6.84%，7.82%，8.64%，9.32%，9.85%和10.25%。

由于在不同蒸發溫度下，膨脹機做功Wexp、工質泵功耗Wfp和水泵功耗Wwp變化趨勢相似，故本文僅給出了蒸發溫度為110 ℃情況下的分析結果，如圖11所示。由圖11可知：隨著冷凝溫度的升高，Wexp基本呈線性遞減趨勢，Wfp緩慢減少，可視為保持不變，這是由系統壓力比減少所導致的；而當冷凝溫度小于30 ℃時，由于冷卻水的溫升較小，通過式(9)可知，此時所消耗Wwp較大，反之，超過一定溫度后其基本保持不變且比例較小。由式(11)可知，Woverall僅與Wexp和Wwp變化趨勢有關，由于Wwp在冷凝溫度小于30 ℃時減小幅度大于Wexp的減小幅度，故Woverall增加，反之則Woverall減小。這使ηcycle和ηoverall均先增大后減少，同時存在最優冷凝溫度。由于冷凝溫度的升高會造成Qevap輕微減少，而Qhf為常值，故最優ηcycle所對應冷凝溫度相比最優ηoverall對應冷凝溫度有一定增大，但相差較小。

圖10　不同蒸發溫度下ηevap，ηcycle和ηoverall隨冷凝溫度的影響Fig. 10 Effect of condensing temperature on ηevap, ηcycleand ηoverallat various evaporation temperatures

圖11　蒸發溫度110 ℃下功隨冷凝溫度的影響Fig. 11 Effect of condensing temperature on work with tevof 110 ℃

圖12所示為冷卻水溫度對ηoverall的影響，同樣僅給出蒸發溫度為110 ℃時分析結果。由圖12可知：在不同冷卻水溫度下，隨著冷凝溫度升高，ηoverall均先增大后減小，存在不同最佳冷凝溫度使ηoverall最大。當冷凝溫度大于40 ℃后，ηoverall變化基本一致，這是因為冷卻泵功耗相對其他部件可忽略不計，如圖11所示。在冷卻水溫度10，12，14，16，18及20 ℃時，最大ηoverall分別為11.02%，10.67%，10.32%，9.99%，9.65%和9.31%，最大差為1.71%，與之相對應的冷凝溫度為20，22，24，26，28和30 ℃。故降低冷卻水入口溫度，對最優ηoverall的影響有一定影響。綜合考慮成本及長期收益，選用較低溫度冷卻水如地下水，可提高系統總效率。

圖12　蒸發溫度為110 ℃下系統總效率在不同冷卻水溫度下隨冷凝溫度的影響Fig. 12 Effect of condensing temperature on ηoverallat various temperatures of cooling water with tevof 110 ℃

3.5變化工質質量流率下有機朗肯循環性能分析

在有機工質質量流率mf=0.07 kg/s情況下，通過更改有機工質質量流率，研究不同工質質量流率下系統性能參數的變化情況。在不同工況下，變化趨勢相似，故這里僅給出不同工質質量流率(每步增加0.05 kg/s)、壓力比(rp=2.5，3.0，3.5，4.0和4.5)情況下，系統總效率的變化趨勢，如圖13所示。

由圖13可知：系統總效率ηoverall隨壓力比和工質質量流率的增加而增加。這是因為當蒸發溫度和壓力比一定時，增加工質質量流率，使工質密度增加，將導致蒸發器內單位換熱面積換熱量增加，從而蒸發器熱源出口溫度降低并且工質出口過熱度也降低。由式(12)可知：盡管壓力比一定，膨脹機進出口焓差變化較小，然而受工質質量流率的影響，導致實際膨脹機做功增加，由式(17)可知ηoverall增大。該結果與QUOILIN等[22]關于有機朗肯循環工質質量流率影響所得的結果一致。

圖13　在不同壓力比下系統總效率隨工質質量流率的影響Fig. 13 Effect of mass flow rate of refrigerant on ηoverallat various pressure ratios

4　結論

1) 在壓力比和蒸發溫度工況下，系統總效率和循環效率均先隨著冷凝溫度的升高而增大，當冷凝溫度達到某一值后減小，且存在最佳冷凝溫度使兩者達到最大值，分別可達8.95%和7.20%，但其所對應的冷凝溫度不同。因此，選用以循環效率對應最佳冷凝溫度作為系統最佳冷凝溫度，將造成實際凈輸出功減少。

2) 在冷凝溫度工況下，系統總效率和循環效率均隨著蒸發溫度的增加而增加，因此，在考慮安全運行的條件下，提高蒸發溫度，有助于提高系統輸出功。

3) 系統總效率隨工質質量流率單調變化，而不同冷卻水溫度對系統總效率的影響有限，除在蒸發溫度工況下，其他工況下總效率變化不超過0.23%，因此，采用常溫態冷卻水冷卻工質即可。

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(編輯 劉錦偉)

Performance of a low-medium temperature organic Rankine cycle(ORC) based on optimal overall energy conversion efficiency

FAN Mingqiang, ZHOU Tian, SUN Zhiqiang, ZHOU Jiemin
(School of Energy Science and Engineering, Central South University, Changsha 410083, China)

In order to improve the efficiency of organic Rankine cycle (ORC) in the field of low-medium temperature waste heat recovery, a discretized model of evaporator with constant heat exchange area was built. The effects of the pressure ratio, the condensing temperature, the evaporation temperature, and the mass flow rate of the refrigerant on the performances of the ORC were analyzed. The results show that the different optimal condensing temperatures are found to maximize the overall energy conversion efficiency and the cycle efficiency which can reach 8.95% and 7.20%, respectively, when both the evaporation temperature and pressure ratio are fixed. The overall energy conversion efficiency increases with the increase of the evaporation temperature at certain condensing temperature. The overall energy conversion efficiency is consistent with the mass flow rate of the refrigerant. The maximal influence of the temperature of cooling water on the overall energy conversion efficiency is less than 0.23%, except under the working conditions of varying the evaporation temperature.

organic Rankine cycle; low-medium temperature waste heat recovery; discretized model

TK11+5

A

1672?7207(2016)03?1030?09

10.11817/j.issn.1672-7207.2016.03.041

2015?04?11；

2015?06?20

國家自然科學基金資助項目(U0937604)；長沙市科技計劃項目(K1403055-11) (Project(U0937604) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project(K1403055-11) supported by the Changsha Scientific Program)

孫志強，博士，教授，從事多相流測試技術、新能源與節能技術研究；E-mail: zqsun@csu.edu.cn