不同工质对内置换热器有机朗肯循环系统热性能的影响

解志勇，黄桂冬，金庆，葛众，袁志鹏

（1.云南大学建筑与规划学院，云南 昆明 650504；2.昆明昆监投资控股（集团）有限公司，云南 昆明 650000）

0 引言

高效利用环境中大量中低温热能可有效降低化石能源的消耗，缓解能源危机和环境污染[1]，[2]。地热能是储存于地球内部的可再生能源，我国陆地下的地热储量占全球地热资源总量可达7.9%，相当于4 626.5亿t标准煤，其中低于150℃的中低温热能占比可达70%以上[3]。有机朗肯循环（Organic Rankine Cycle，ORC）是实现中低温热能热功转换的有效方式之一[4]，[5]。相较于传统的水蒸汽循环系统，ORC采用低沸点有机流体作为循环工质[6]，其具有安装简便、运行稳定性高、安全性足以及可适用热源温度范围广等优点[7]。尽管ORC系统能实现中低温热能的转换，但其效率仍显著低于给定热源的理论上限。因此，为了更高效的利用中低温热能，有必要对ORC系统进行改进。内置换热器ORC系统利用透平膨胀做功排出的乏气以加热工质泵排出的过冷液体[8]，进而增大了工质在蒸发器进口的温度。同时避免了排出乏气直接进入冷凝器散热，导致的较大热能损失，进而提高系统性能。卢金玲[9]为了提高ORC系统的热利用率，将内置换热器引入ORC系统中。研究发现，内置换热器的引入增大了系统蒸发器的入口温度，提高了系统的热利用效率。Feng[10]对比研究了内置换热器ORC系统和传统ORC系统的热力学性能和经济性能。结果表明，内置换热器ORC系统的帕累托最优火用效率和平准化能源成本分别为55.97%和0.142$/（kW·h）。在相同条件下，其相对于传统ORC系统分别增大了8.1%和21.1%。李惟毅[11]基于线性加权法提出了一种新的综合评价指标，对内置换热器ORC系统性能进行了分析。结果表明，采用R123内置换热器ORC系统的热性能及综合评价指标均较传统ORC有显著提高。因此，内置换热器能提高ORC系统的热性能。但是由于在ORC系统中加装内置换热器，导致循环系统的结构及热力性能较传统ORC系统发生改变。此时当蒸发温度变化时，采用有机工质R600，R601a，R236ea，R245fa，R245ca，R123，R600a，R114和R142b的内置换热器ORC系统的吸热量、净输出功率以及热效率需要进行研究并确定何种有机工质在内置换热器ORC系统中的净输出功率最大。

因此本文采用不同工质应用于内置换热器ORC系统进行研究，探讨在变蒸发温度时，不同工质对系统吸热量、净输出功率及热效率的影响。并比较在最优蒸发温度下的传统ORC系统与内置换热器ORC系统的净输出功率和热效率。

1 系统模型

1.1 内置换热器ORC系统

内置换热器ORC系统图如图1所示。内置换热器ORC系统由工质泵、蒸发器、透平、内置换热器以及冷凝器组成。

图1 内置换热器ORC系统图Fig.1 Schematic diagram of ORC with internal heat exchanger

温熵图如图2所示。有机工质经蒸发器向热源吸收热量加热至饱和蒸汽状态（3-3′-4），该蒸汽进入透平膨胀做功后排出乏气（4-5），进入冷凝器与冷却水进行热交换变为饱和液体（6-1），经冷却水冷凝的工质经泵加压变成过冷液体（1-2）。对于过程（5-6）及（2-3），内置换热器利用透平排出乏气以加热工质泵出口流体，增大了工质在蒸发器进口的温度，减小了蒸发器的吸热量，提高了系统热效率。

图2 内置换热器ORC系统的温熵图Fig.2 Schematic diagram of ORC with internal heat exchanger

为了简化分析，对内置换热器ORC系统做出下列假设：

①内置换热器ORC系统处于稳定运行状态；

②忽略传热管道及设备表面的散热损失；

③忽略工质在泵进出口的重力势能及动能变化。

1.2 工质选择

本研究选择R600，R601a，R236ea，R245fa，R245ca，R123，R600a，R114和R142b作为循环工质进行研究，其热物性和环保性由表1所示。工质热物性均来自于REFPROP 9.0数据库，环保性来源于文献[7]，[12]，[13]。

表1 工质热物性及其环保性Table 1 Thermophysical properties and environmental protection of working fluids

1.3 热力学分析

蒸发器内工质吸热量的计算式为

式中：Qsys为蒸发器内工质吸热量，kW；mhf为热流体质量流量，kg/s；hHS，in和hHS，out分别为蒸发器热流体侧进口和出口比焓，kJ/kg；mwf为工质质量流量，kg/s；h3和h4分别为蒸发器工质侧进口和出口比焓，kJ/kg。

透平输出功WT的计算式为

1.4 模型参数设定

本研究基于热力学第一定律，采用MATLAB 2019a建立内置换热器ORC系统的热力学计算模型。以净输出功率为目标函数对系统进行优化。热源温度采用140℃地热水，热流体压力为0.5 MPa，地热水质量流量为1 kg/s[7]，蒸发器夹点温差设为10℃[14]。工质泵和透平的等熵效率分别为85%和65%[15]。冷却水进口温度设为20℃，冷却水出口温度设为25℃，冷凝器夹点温差设为5℃，冷凝温度设为30℃。环境温度设为15℃。

对于内置换热器，本研究采用逆流方式，当ΔTIHE+ΔTp≥0时（由于纯工质在冷凝阶段不存在温度滑移，因此为0），其中ΔTp为工质泵温差，冷凝露点在冷凝器中，则：

式中：ΔTIHE为内置换热器的最小传热温差，为5℃；T6为内置换热器热流体侧出口温度，℃；T2为内置换热器冷流体侧进口温度，℃。具体见图3所示。

图3 内置换热器换热曲线Fig.3 Internal heat exchanger temperature profiles

2 结果与分析

系统吸热量随蒸发温度的变化如图4所示。

图4 系统吸热量随蒸发温度的变化Fig.4 Variation of evaporation temperature on the system heat absorption capacity

各工质的系统吸热量随蒸发温度的增加而整体减小。这是因为系统吸热量受热流体质量流量和热源进出口比焓差的影响，而本研究的热流体质量流量与热源进口温度为定值，因此循环吸热量主要受热源出口比焓的影响。而由于受工质比热容和蒸发潜热的影响，热源出口比焓随蒸发温度的增加呈增大趋势，因此系统吸热量呈减小的趋势。以R236ea为例，随着蒸发温度的增加，其系统吸热量呈减小趋势，且当蒸发温度为63.84℃时，系统吸热量最大为361.36 kW。

图5为系统净输出功率随蒸发温度的变化。随着蒸发温度的增加，各工质的系统净输出功率均呈先增大后减小的趋势。

图5 系统净输出功率随蒸发温度的变化Fig.5 Variation of evaporation temperature on the system net power output

这是由于虽然系统净输出功率受工质泵功耗的影响，但其功耗是较小的，因此系统净输出功率主要受透平做功的影响。且随着蒸发温度的增加，各工质的质量流量均呈减小的趋势，而透平进出口比焓差呈增大的趋势，因此工质质量流量与透平进出口比焓差的抵消现象导致系统存在一个最优蒸发温度使得透平输出功率最大，因此系统净输出功率先增大后减小。从图5还可以看出，R236ea的净输出功率整体大于其余工质。当蒸发温度为66～79℃时，各工质的系统净输出功率大小为R236ea＞R600a＞R114＞R245fa＞R245ca＞R600＞R142b＞R601a＞R123。当蒸发温度为80～101.16℃时，各工质的系统净输出功率大小为R236ea＞R600a＞R114＞R245fa＞R600＞R245ca＞R142b＞R601a＞R123。

在最优蒸发温度下，各工质的最大净输出功率如图6所示。

图6 各工质的最大净输出功率Fig.6 Maximum net power output of working fluids

从工质流体类型角度上看，对于干流体而言，R236ea系统的最大净输出功率最大，为32.40 kW，较R600a系统相对增大了1.16%。对于等熵流体而言，R245fa系统的最大净输出功率最大，为31.41 kW。其中，R236ea系统相较R245fa系统增大了3.15%，较R123系统增大了7.23%。因此，从系统净输出功率角度，R236ea更适宜应用于内置换热器ORC系统。

系统热效率随蒸发温度的变化如图7所示。

图7 系统热效率随蒸发温度的变化Fig.7 Variation of evaporation temperature on the system thermal efficiency

不同工质的系统热效率随蒸发温度的增加而增大，且各工质的增加幅度和趋势相近。这是由于系统热效率为净输出功率与工质吸热量之比。而工质吸热量随蒸发温度的增加而减小，虽然系统净输出功率为先增大后减小，但其变量较工质吸热量的减量而言相对较小，因此导致各工质的系统热效率呈增大趋势。当蒸发温度为57～75℃时，各工质的系统热效率差别不大。当蒸发温度大于75℃时，R601a的系统热效率最大，R245ca和R123的系统热效率几乎相等，R600，R114和R245fa的系统热效率几乎一致，而对于工质R236ea，R600a和R142b，其系统热效率大小为R236ea＞R600a＞R142b。

传统ORC与内置换热器ORC系统最大净输出功率和热效率的比较如表3所示。

表3 传统ORC与内置换热器ORC系统最大净输出功率和热效率的比较Table 3 Comparison of maximum net power output and thermal efficiency between traditional ORC system and ORC with internal heat exchanger

加装内置换热器的ORC系统的最大净输出功率和热效率均较传统ORC系统有显著提高。这是因为当蒸发温度和冷凝温度不变时，此时透平进出口比焓不变，而由于内置换热器吸收透平排出乏气加热了工质泵出口流体，增大了工质在蒸发器进口的温度，此时蒸发器进口比焓增大，导致循环工质质量流量增大。因此内置换热器ORC系统的净输出功率和热效率大于传统ORC系统。从最大净输出功率角度，R236ea最适宜作为内置换热器ORC系统和传统ORC系统的循环工质。不同工质的内置换热器ORC系统净输出功率较传统ORC系统的相对增量差别不大。从系统热效率角度上看，R601a最适宜作为内置换热器ORC系统的循环工质，而对于传统ORC系统，R123最适宜作为传统ORC系统的循环工质。由表3可以看出，内置换热器ORC系统热效率较传统ORC系统的最大相对增量为R601a，其值为11.43%；而最小相对增量为R123，其值为4.79%。

3 结论

①对于内置换热器ORC系统，各工质均存在一个最优蒸发温度使系统净输出功率最大。在最优蒸发温度下，各工质的最大净输出功率大小为R236ea＞R600a＞R114＞R245fa＞R142b＞R600＞R245ca＞R601a＞R123。

②随着蒸发温度的增加，各工质的系统热效率为增大趋势，而循环吸热量呈减小趋势。当蒸发温度为57～75℃时，各工质的热效率差别不大，而当蒸发温度大于75℃时，R601a的热效率最大。

③与传统ORC系统相比，加装内置换热器的ORC系统净输出功率及热效率均有显著提高。在最优蒸发温度下，采用R236ea的内置换热器ORC系统和传统ORC系统的净输出功率均最大，且新系统相对于传统系统的增量为4.12%；采用R601a的内置换热器ORC系统热效率最大，其相较于传统ORC系统增大了11.43%；采用R123的传统ORC系统热效率最大，为10.44%。