发动机多工况有机朗肯循环中混合工质研究

尉庆国，王震，杨凯，杨富斌，张健，张红光

(1.中北大学机械与动力工程学院，山西 太原030051;2.北京工业大学环境与能源工程学院，北京100124)

在发动机的能量消耗中，只有不到45%的燃料燃烧后的能量用于动力输出，其余大部分能量通过排气系统和冷却水被排放到大气中[1]。这将造成大量的能源浪费。所以发动机的余热回收利用具有极大的研究意义。有机朗肯循环系统在回收低品位能方面具有较大的优势，并在多个领域得到了应用[2-5]。近年来，国内外很多学者在研究如何利用有机朗肯循环系统回收发动机的余热能[6]。天津大学的学者针对一台柴油机设计了一套有机朗肯循环系统的仿真模型，研究表明:大概75%的排气余热和9.5%的冷却液余热能被回收利用[7]。Maogang等指出同时利用有机朗肯循环和Kalina cycle回收内燃机的余热能，可以回收更多的内燃机余热能[8]。

在有机朗肯循环余热回收系统中，有机工质与热源和系统的匹配严重影响着ORC系统的工作性能[9-10]。非共沸混合工质在蒸发过程和冷凝过程中具有温度“滑移”特性，可以减少由于温差导致的(火用)损率。南佛罗里大学研究了混合工质和单一工质的ORC系统性能，混合工质比单一工质具有较优的热力学性能[11]。

本文通过实验，研究一台柴油机多工况下的排气能量变化规律，利用简单有机朗肯循环系统回收此台柴油机的排气能量，研究4种滑移温度不同的非共沸混合工质对ORC系统性能的影响。

1 有机朗肯循环系统简介

图1是车用发动机有机朗肯循环余热回收系统示意图，主要包括储液罐、工质泵、蒸发器、膨胀机、冷凝器等。发动机的排气在蒸发器中将能量传递给有机工质。发电机将膨胀机输出的轴功转化为电能。单实线代表有机工质的管路，双实线代表发动机排气管路，三实线代表联轴器，虚线代表冷却水管路。

图1 有机朗肯循环余热回收系统示意图Fig.1 Schematic of waste heat recovery system of ORC

ORC系统净输出功率:

ORC系统的热效率:

ORC系统的(火用)效率:

ORC系统的(火用)损率:

有用功提升率(ORC系统的净输出功率比内燃机输出功率与ORC系统的净输出功率)，即

图2 非共沸混合工质的ORC系统T-s图Fig.2 T-s diagram of the ORC system of zeotropic mixtures

2 非共沸混合工质

非共沸混合工质在定压蒸发和定压冷凝过程有温度滑移的热力学特性，通过对混合工质组元的选择和各组元间配比的优化，可以减小由于传热温差导致的不可逆损失(或(火用)损率)。然而，非共沸混合工质是否有利于车用内燃机有机郎肯循环余热回收系统还需要进一步研究。

混合工质的热力学性能不仅与组成混合工质的组元有关，还与各组元所占比例有关，所以混合工质的数量十分庞大。从现有编号的非共沸混合工质中选取4种工质进行研究。在选取工质时主要考虑所选工质的滑移温度不同，以便分析滑移温度对系统性能的影响。表1是所选工质的特性。

表1 非共沸混合工质的特性Table 1 Property of zeotropic mixtures

通过调研发现，现有编号的非共沸混合工质多数为湿工质。为了不让膨胀后的工质落在气液两相区，膨胀机进口的工质一定要为过热气体。

3 排气能量研究

通过实验，研究一台柴油机在多工况下的排气能量变化情况。图3是柴油机实验系统示意图。

图3 柴油机实验系统示意图Fig.3 Schematic of experimental system of diesel engine

图3中的单实线表示联轴器、双实线表示发动机进排管路、三实线表示柴油油路、虚线表示电信号。控制柜控制发动机测功机及ECU的12 V电压的供应，数据采集仪可以采集发动机的扭矩、转速、功率、油耗等数据，数据采集系统主要采集排气温度和进气质量流量。实验过程共涉及85个不同工况点。转速范围为600～2 200 r/min，每100 r/min取一点。油门开度从0%～100%变化。从实验中可以得出此台柴油机的最大输出功率约为280 kW。该实验台架未安装发动机排气质量流量测量设备，但可以测量每个工况点的油耗量和进气量，此台柴油机的排气质量流量等于油耗量加进气量。从实验结果中可以得出，不同工况下，此台柴油机的排气质量流量在0.1～0.5 kg/s变化，排气温度在 400～820 K变化。

根据式(14)计算柴油机的排气能量(忽略排气动能)。

图4是根据实验结果和上述计算条件得到的柴油机排气可用能量变化图。随着油门开度和转速的增加，排气能量呈上升趋势，最大可利用的排气能量约为290 kW。

图4 排气能量Fig.4 Exhaust energy

4 实验结果及分析

对于一套有机朗肯循环余热回收系统，工质的选用尤为重要。针对车用柴油机有机朗肯循环余热回收系统，研究4种滑移温度不同的非共沸混合工质对ORC系统性能的影响。在计算分析之前，做出以下设定:

1)蒸发压力范围1～4 MPa，间隔1 MPa;

2)过热度分别取5 K和10 K;

3)膨胀机的膨胀比为4;

4)膨胀机和工质泵的等熵效率为0.8，膨胀机为螺杆膨胀机，其螺杆直径为175 mm，工质泵为多级离心泵;

5)高温热源温度TH=T3+Δte，Δte是蒸发器的平均传热温差;

6)低温热源温度TL=T1-10;

7)环境温度 T0=303.15 K 。

为了防止液滴对膨胀机的损害，工质膨胀后必须为饱和蒸汽或过热蒸汽。对于湿工质，膨胀机进口的工质应该为过热蒸汽，才能确保膨胀后的工质为饱和蒸汽或过热蒸汽。所以，在计算过程中，膨胀机进口的工质为过热蒸汽，过热度为5 K和10 K。对于不同的工质、在不同的蒸发压力和不同的过热度下，膨胀后的状态是不确定的。通过相同温度下，熵值的大小来判断工质膨胀后是否为过热蒸汽。首先确定工质膨胀后的熵值和温度，即图2中4点的熵值和温度确定了之后，查出该温度下饱和蒸汽的熵值，即图2中v点的熵值。如果4点的熵值等于或大于v点的熵值，说明工质膨胀后为饱和蒸汽或过热蒸汽，满足工作要求。如果4点的熵值小于v点的熵值，说明工质膨胀后处于两相区，不满足工作要求。

图5 非共沸混合工质膨胀后状态的分析图Fig.5 State analysis after expansion of zeotropic mixtures

图5是在不同蒸发压力、不同的过热度下，4种非共沸混合工质膨胀后状态的分析图。从图5中可以看出，当过热度为5 K时，R402B不能满足工作要求，因为其膨胀后的熵值(图2中4点熵值)均小于该点温度下饱和蒸汽的熵值(图2中v点熵值)。同理可得，R409B和R415B都不能满足工作要求，R407B满足工作要求的蒸发压力范围为1.0～2.8 MPa。当过热度为10 K时，R402B满足工作要求的蒸发压力范围约为1.0～3.5 MPa，R407B 满足工作要求的蒸发压力范围为1.0～4.0 MPa，R409B 满足工作要求的蒸发压力范围约为 1.0～3.35 MPa，R415B 满足工作要求的蒸发压力范围约为1.0～3.0 MPa。这主要与非共沸混合工质饱和蒸汽曲线的斜率有关，工质斜率的绝对值越大，越容易满足工作要求，反之，则不容易满足工作要求。这说明，在不同的过热度下，每种工质可用的蒸发压力范围不同。

热效率是评价ORC系统的重要指标。图6是在不同过热度下，随着蒸发压力变化，4种非共沸混合的ORC系统热效率的变化情况。从图6中可以看出，随着蒸发压力的增加，4种非共沸混合的ORC系统热效率先增加后减少，存在一个最大热效率点，对应的蒸发压力均为2.0 MPa。当过热度为10 K时，每种工质的ORC系统热效率高于过热度为5 K时的系统热效率。

表2是当过热度为10 K、蒸发压力为2.0 MPa时，不同发动机工况下，4种非共沸混合工质的ORC系统热效率的变化规律。从表2中可以看出，随着柴油机转速和油门开度的变化，4种非共沸混合工质的ORC系统热效率恒定不变，ORC系统热效率从大到小的非共沸混合工质依次为:R402B、R409B、R415B、R407B。非共沸混合工质R402B的ORC系统热效率最大，约为10.63%;R407B的ORC系统热效率最小，约为10.12%。这是因为，在相同蒸发压力下，如果忽略管路损失，系统的热效率主要与各部件性能和所用工质的物性有关。对于一个已经确定的系统，其各部件的性能也就确定了，所以工质的物性决定了ORC系统的性能。这说明ORC系统的热效率与热源能量没有直接关系，无论柴油机的工况如何变化，ORC系统的热效率都恒定不变。

图6 ORC系统热效率Fig.6 Thermal efficiency of the ORC system

表2 不同发动机工况下的ORC系统热效率的变化规律Table 2 Variation of the thermal efficiency of the ORC system under multiple operating conditions %

综上所述，当蒸发压力为2.0 MPa、过热度为10 K时，4种非共沸混合工质的ORC系统热效率均为最大。

图7为4种非共沸混合工质的ORC系统净输出功率的MAP图。图7中每种工质的ORC系统净输出功率的等高线分布是相同的，但代表的数值不同。从图7中可以看出，不同的柴油机工况下，4种非共沸混合工质的ORC系统净输出功率不同。当柴油机转速恒定时，随着油门开度的增大，4种工质的ORC系统净输出功率均逐渐增大;当油门开度在70%～100%时，随着柴油机转速的增加，4种工质的ORC系统净输出功率逐渐增加;当油门开度在40%～70%时，随着柴油机转速的增加，4种工质的ORC系统净输出功率先增加后减小;当油门开度在0%～40%时，随着柴油机转速的增加，4种工质的ORC系统净输出功率先增加后趋于平缓。这是受柴油机排气能量的影响，不同柴油机工况下，柴油机排气能量不同，非共沸混合工质吸收的能量也有所不同。当柴油机转速和油门开度恒定时，即相同工况，ORC系统净输出功率从大到小的工质依次为:R402B、R409B、R415B、R407B。在不同的柴油机工况下，每种工质的 ORC系统净输出功率在0.5～25 kW，当转速为2 200 r/min、油门开度100%时，非共沸混合工质R402B的ORC系统的净输出功率最大，约为24.65 kW;R407B的ORC系统的净输出功率最小，约为23.48 kW。

图7 4种非共沸混合工质的ORC系统净输出功率的MAP图Fig.7 Contour MAPs of the net power output of the four zeotropic mixtures

在不同的工况下，发动机输出的功率不同，ORC系统输出功率也不同。为了研究两者之间的关系，定义了有用功提升率的概念，来评价不同工况下，输出功率提升比例的大小。图8是当蒸发压力为2.0 MPa、过热度为10 K时，随着柴油机工况的变化，4种非共沸混合工质的整体系统有用功提升率的对比MAP图。

从图8中可以看出，不同工况下，有用功提升率不同。当转速恒定时，转速在600～1 100 r/min，随着油门开度的增加，有用功提升率逐渐减小;转速在1 100～2 200 r/min，随着油门开度的增加，有用功提升率先减小后略有增加，并随着转速的增加，有用功提升率的增加幅度逐渐增加。这主要与柴油机输出功率和排气能量的分布有关。无论如何，当柴油机处于低负荷高转速区时，有用功提升率最大;柴油机处于高负荷低转速区时，有用功提升率最小。这是因为，当柴油机处于低负荷高转速区时，柴油机的输出功率较低，但排气温度较高，即ORC系统吸收的排气能量较多，所以，有用功提升率最高。当柴油机处于高负荷低转速区时，柴油机的输出功率提高，但排气温度增加幅度不大，即ORC系统吸收的排气能量较小，所以，有用功提升率最小。

图8 系统有用功提升率的对比MAP图Fig.8 Comparable contour MAPs of the power output increasing rate of the system

通过图8可以看出，相同柴油机工况下，有用功提升率从大到小的非共沸混合工质的顺序为:R402B、R409B、R415B、R407B。柴油机转速2 200 r/min，油门开度0%时，R402B的有用功提升率最大，约为10.63%;R407B的有用功提升率最小，约为10.14%。

最后，分析ORC余热回收系统(火用)效率的变化情况。图9是当蒸发压力为2.0 MPa、过热度为10 K时，随着柴油机转速和油门开度的变化，4种非共沸混合工质的ORC系统(火用)效率对比MAP图。图中每种工质的ORC系统(火用)效率的等高线分布是相同的，但代表的数值不同。

图9 ORC系统(火用)效率对比MAP图Fig.9 Comparable contour MAPs of the exergy eficiency of the ORC system

从图9中可以看出，不同发动机工况下，每种工质的ORC系统(火用)效率不同。无论如何，当柴油机处于高转速大负荷时，ORC系统的(火用)效率最小，处于小负荷时，ORC系统的(火用)效率最大。这主要因为，随着转速和油门开度的增加，柴油机的排气温度增加，柴油机排气与有机工质之间的传热温差增加，温差导致的不可逆损失增加，所以，ORC系统的(火用)效率减小。从图中还可以看出，在相同工况下，ORC系统(火用)效率从大到小的工质顺序为:R415B、R409B、R402B、R407B。此时，R415B的ORC系统(火用)效率最大，约为39.88%;R407B的ORC系统(火用)效率最小，约为31.56%。这说明，就ORC系统的(火用)效率而言，相同发动机工况下，每种非共沸混合工质的ORC系统体现出的性能不同。

5 结论

1)对于不同的非共沸混合工质，在不同的蒸发压力下，需要不同的过热度来确保膨胀之后的有机工质处于饱和或过热状态，当过热度确定后，每种工质可以使用的蒸发压力范围不同。

2)随着蒸发压力的增加，非共沸混合工质的ORC系统热效率先增加后减小，当蒸发压力为2.0 MPa时，其值最大。

3)当蒸发压力为2.0 MPa、过热度为10 K 时，不同发动机工况下，非共沸混合工质的ORC系统净输出功率和(火用)效率不同。在大转速高负荷时，每种有机工质的ORC系统的净输出功率均为最大。其中，R402B的ORC系统的净输出功率最大，约为24.65 kW。当柴油机处于高转速大负荷时，每种工质的ORC系统(火用)效率最小，处于小负荷时，(火用)效率最大。其中，R415B的 ORC系统(火用)效率最大，约为39.88%，R407B的ORC系统(火用)效率最小，约为31.56%。

4)当ORC系统的热效率确定后，整个系统的有用功提升率主要取决于蒸发器的性能。蒸发器的性能好，相同的排气能量就能蒸发更多的有机工质，从而输出更多的功率。但也与不同工况下的发动机输出功率和排气能量有关。

[1]DOLZ V，NOVELLA R，GARCíA A，et al.Diesel engine equipped with a bottoming Rankine cycle as a waste heat recovery system.Part 1:study and analysis of the waste heat energy[J].Applied Thermal Engineering，2012，36:269-278.

[2]SIDDIQI M A，ATAKAN B.Alkanes as fluids in Rankine cycles in comparison to water，benzene and toluene[J].Energy，2012，45(1):256-263.

[3]TCHANCHE B F，LAMBRINOS G，FRANGOUDAKIS A，et al.Low-grade heat conversion into power using organic Rankine cycles-a review of various applications[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2011，15(8):3963-3979.

[4]李宁，张鑫，白皓，等.有机朗肯循环与再热式循环低温热源发电系统热力性能研究[J].工业加热，2012，41(2):44-47.LI Ning，ZHANG Xin，BAI Hao，et al.The study on thermal performance of power generation system using organic rankine cycle and reheating cycle system[J].Industrial Heating，2012，41(2):44-47.

[5]赵力，王晓东，张启.非共沸工质用于太阳能低温朗肯循环的理论研究[J].太阳能学报，2009，30(6):738-743.ZHAO Li，WANG Xiaodong，ZHANG Qi.Analysis of zeortopic mixtures used in low temperature solar Rankine cycle system[J].Acta Energiae Solaris Sinica，2009，30(6):738-743.

[6]张红光，刘彬，陈研，等.基于单螺杆膨胀机的发动机排气余热回收系统[J].农业机械学报，2012，43(5):27-31.ZHANG Hongguang，LIU Bin，CHEN Yan，et al.Engine waste heat recovery based on single screw expander[J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery，2012，43(5):27-31.

[7]YU Guopeng，SHU Gequn，TIAN Hua，et al.Simulation and thermodynamic analysis of a bottoming organic Rankine cycle(ORC)of diesel engine(DE)[J].Energy，2013，51(1):281-290.

[8]HE Maogang，ZHANG Xinxin，ZENG Ke.A combined thermodynamic cycle used for waste heat recovery of internal combustion engine[J].Energy，2011，36(12):385-395.

[9]WANG E H，ZHANG H G，FAN B Y，et al.Study of working fluid selection of organic Rankine cycle(ORC)for engine waste heat recovery[J].Energy，2011，36(5):3406-2418.

[10]MAGO P J，CHAMRA L M，SOMAYAJI C.Performance analysis of different working fluids for use in organic Rankine cycle[J].Proc IMechE Part A:Journal of Power and Energy，2007，221:255-263.

[11]CHEN Huijuan，GOSWAMI D Y，RAHMAN M M，et al.A supercritical Rankine cycle using zeotropic mixture working fluids for the conversion of low-grade heat into power[J].Energy，2011，36(1):549-555.