舒歌群，劉麗娜，田 華，衛(wèi)海橋，趙 健

梯級回收發(fā)動機多品位余熱的新型雙朗肯聯(lián)合循環(huán)

舒歌群，劉麗娜，田 華，衛(wèi)海橋，趙 健

(天津大學內(nèi)燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

針對發(fā)動機排氣、冷卻水余熱、汽輪機中膨脹后的工質(zhì)乏氣以及經(jīng)過單級換熱后的排氣處于不同品位，提出了一種梯級回收發(fā)動機余熱的新型雙朗肯聯(lián)合循環(huán)．此系統(tǒng)中兩級循環(huán)均采用亞臨界飽和循環(huán)．在第1級循環(huán)中，以水作為工質(zhì)，沒有預熱循環(huán)，直接利用排氣與其換熱；在第2級循環(huán)中，以R123作為工質(zhì)，用發(fā)動機冷卻水和第1級循環(huán)中汽輪機出口的工質(zhì)乏氣對R123進行串聯(lián)預熱，預熱后的工質(zhì)與經(jīng)過第1級換熱后的排氣再進行換熱．結果表明：系統(tǒng)發(fā)出的凈膨脹功和循環(huán)熱效率隨兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力均是先增大后趨于平坦；當?shù)?級循環(huán)蒸發(fā)壓力大于12,MPa、第2級循環(huán)蒸發(fā)壓力大于1.5,MPa時，凈膨脹功和循環(huán)熱效率增長不大．

發(fā)動機；梯級回收；雙朗肯循環(huán)；聯(lián)合循環(huán)

內(nèi)燃機燃料燃燒放出的熱量約有1/3轉(zhuǎn)化為有用功，而其余能量通過排氣、冷卻水等途徑排放至周圍環(huán)境中．目前研究發(fā)現(xiàn)，朗肯循環(huán)是回收發(fā)動機余熱、提高燃料能量利用率的一種有效方式，它的熱效率和安全性較高，結構簡單[1-2]．

目前，回收發(fā)動機排氣余熱的朗肯循環(huán)技術主要是針對單級朗肯循環(huán)系統(tǒng)．20世紀70年代，美國Mack Trucks公司在一臺211.8,kW的卡車發(fā)動機上利用蒸汽朗肯循環(huán)來回收廢氣余熱，在450,km的試運行中實現(xiàn)了節(jié)油12.5%[3]．后來，文獻[4-6]對有機朗肯循環(huán)(ORC)進行了研究，發(fā)現(xiàn)ORC技術優(yōu)于以水為工質(zhì)的蒸汽朗肯循環(huán)；但是其排氣溫度較高(一般為500～600,℃)，當與分解溫度較低的有機工質(zhì)(一般低于300,℃)直接換熱時，容易使工質(zhì)溫度過高工作狀態(tài)不穩(wěn)定，不能保證系統(tǒng)安全平穩(wěn)的工作．為解決此問題，文獻[7]在排氣和工質(zhì)之間采用導熱油循環(huán)，并對此方案進行了模擬分析，結果顯示效率可以提高12%．但是導熱油循環(huán)會降低熱源的品位，并且會減少回收的熱量．另外，文獻[5,8]也對通過發(fā)動機冷卻水預熱ORC工質(zhì)的方式進行了研究，旨在同時回收排氣和冷卻水的熱量．但是單級朗肯循環(huán)對排氣的余熱利用不充分，發(fā)動機排氣經(jīng)過換熱后依然具有相對較高的溫度．針對發(fā)動機余熱回收存在的問題，文獻[7]認為內(nèi)燃機上應用雙朗肯循環(huán)是一種發(fā)展趨勢．2005年，BMW公司在1.8,L 4缸汽油機上使用了雙朗肯循環(huán)系統(tǒng)．系統(tǒng)中第1級循環(huán)以水為工質(zhì)，用于回收高溫段排氣的能量；第2級循環(huán)以乙醇為工質(zhì)，依次回收冷卻水、上級膨脹機出口乏氣和低溫段排氣能量．結果表明，發(fā)動機的燃油效率、輸出功率及扭矩分別提高了15%、10,kW和20,N·m[9]．但是水和乙醇均為濕工質(zhì)，膨脹后易處于氣液兩相區(qū)，為避免對汽輪機葉片造成液擊，對膨脹機的設計要求顯著增加．此外，在工質(zhì)的研究方面，文獻[4,10]發(fā)現(xiàn)，以R123為工質(zhì)的朗肯循環(huán)的循環(huán)效率和系統(tǒng)性能較好．另外，發(fā)動機冷卻水溫度要低于第1級循環(huán)中汽輪機出口乏氣溫度，通過串聯(lián)預熱等方式會更充分利用這兩部分的熱量．

筆者提出一種雙朗肯聯(lián)合循環(huán)，分別以水和R123作為第1級和第2級循環(huán)的工質(zhì)，并采用發(fā)動機冷卻水和第1級循環(huán)汽輪機出口乏氣對R123進行串聯(lián)預熱．在此系統(tǒng)中，分析了兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力對系統(tǒng)各性能參數(shù)的影響．

1 模型建立

1.1 系統(tǒng)模型介紹

雙朗肯聯(lián)合循環(huán)的原理如圖1所示．第1級循環(huán)中，低壓液態(tài)水經(jīng)過工質(zhì)泵(P1)增壓后進入換熱器(E1)，與排氣進行換熱，變成高溫高壓蒸汽；高溫高壓蒸汽進入汽輪機(T1)做功，汽輪機帶動發(fā)電機發(fā)電；汽輪機(T1)出口乏氣進入高溫預熱器(Y2)向R123釋放熱量后進入冷凝器(C1)，進一步冷凝后進入工質(zhì)泵(P1)，完成循環(huán)．第2級循環(huán)中，低溫液態(tài)R123經(jīng)過工質(zhì)泵(P2)增壓后進入低溫預熱器(Y1)，與冷卻水進行換熱；之后進入高溫預熱器(Y2)，與第1級循環(huán)汽輪機(T1)出口乏氣再次預熱后進入換熱器(E2)，與第1級循環(huán)換熱器(E1)出口的排氣進行換熱，成為高溫高壓蒸汽；高溫高壓蒸汽進入汽輪機(T2)做功，汽輪機帶動發(fā)電機發(fā)電；汽輪機(T2)出口乏氣進入冷凝器(C2)冷凝后進入工質(zhì)泵，完成循環(huán)．

圖1 雙朗肯循環(huán)聯(lián)合系統(tǒng)的原理示意Fig.1Schematic diagram of two-stage ORC combined system

1.2 系統(tǒng)的熱力學計算

在建立系統(tǒng)運行的各過程的熱力學模型之前，要先假設：①各個部件及管路中的熱量損失、壓力損失和摩擦損失忽略不計；②工質(zhì)在循環(huán)中是穩(wěn)定流動；③流體的動能和勢能可以被忽略．

系統(tǒng)模型的具體分析如下：

蒸發(fā)器中熱源均為排氣，低、高溫預熱器中熱源分別為冷卻水和第1級循環(huán)汽輪機出口乏氣，兩級循環(huán)均采用亞臨界循環(huán)．Mago等[11]研究發(fā)現(xiàn)對于干工質(zhì)過熱度增大會導致系統(tǒng)不可逆性增大、循環(huán)熱效率降低，所以在低溫循環(huán)中選擇只需保證經(jīng)過汽輪機膨脹后的工質(zhì)落在干相區(qū)的最小過熱度．下面建立熱力學模型，此系統(tǒng)的溫熵如圖2所示，以第1級循環(huán)為例．

圖2 雙朗肯循環(huán)聯(lián)合系統(tǒng)的的溫熵Fig.2T-s diagram of two-stage ORC combined system

(1) 工質(zhì)水的膨脹過程(3—4)．等熵膨脹(3—4′)時，汽輪機進出口處工質(zhì)的熵相等，即s3=s4′．考慮到實際膨脹的等熵效率，則

式中：h為工質(zhì)的比焓，kJ/kg；ηT1為第1級循環(huán)的汽輪機等熵膨脹效率；mf1為第1級循環(huán)中工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；Pe1為第1級循環(huán)中發(fā)出的的實際膨脹功，kW；v為比容，m3/kg；ηv為第1級循環(huán)中工質(zhì)的體積膨脹比．

(2) 工質(zhì)水的泵壓過程(5—1).等熵壓縮(5—1′)時，工質(zhì)在工質(zhì)泵進出口處的熵值相等，即s1′=s5．考慮到實際壓縮的等熵效率，則

式中：1Pη為第1級循環(huán)的工質(zhì)泵等熵壓縮效率；Pb1為第1級循環(huán)中的實際壓縮耗功，kW．

(3) 工質(zhì)水在蒸發(fā)器中的具體換熱過程(1—3)，采用窄點溫差法[12]進行分析，如圖3所示．初設窄點位置在飽和液點(點2)，根據(jù)過程中各階段的換熱平衡式得出循環(huán)工質(zhì)的質(zhì)量流量mf1．

在進行第2級循環(huán)分析時，要根據(jù)R123與冷卻水、第1級循環(huán)汽輪機出口乏氣和排氣三者的換熱平衡，確定第2級循環(huán)的工質(zhì)的質(zhì)量流量mf2．

(4)系統(tǒng)性能．循環(huán)熱效率為

式中：Pe為總輸出功，kW；Pb為工質(zhì)泵總耗功，kW；Qa為循環(huán)總換熱量，kW．

圖3 第1級循環(huán)的蒸發(fā)模型Fig.3 Evaporation model diagram of the first class cycle

2 系統(tǒng)參數(shù)

2.1 發(fā)動機參數(shù)

本研究以發(fā)電機組用發(fā)動機作為頂循環(huán)，以雙朗肯循環(huán)作為底循環(huán)．研究中的發(fā)動機是一個直列六缸四沖程增壓柴油機，主要參數(shù)見表1．

表1 發(fā)動機參數(shù)Tab.1 Main parameters of commercial cogeneration engine

2.2 模型參數(shù)

假設此時發(fā)動機在標定工況下工作并且燃料完全燃燒，模型主要參數(shù)見表2．經(jīng)測試，發(fā)動機排氣各組分的質(zhì)量分數(shù)為w(CO2)=9.1%，w(H2O)= 7.4%，w(N2)=74.2%，w(O2)=9.3%．上述模型在EES物性軟件平臺上經(jīng)模擬計算，得到排氣出口溫度約為138.25,℃(高于120,℃[4])，因此在排氣余熱利用中不會出現(xiàn)低溫腐蝕問題．

表2 主要模型參數(shù)Tab.2 Main parameters of model

3 計算結果分析

在第1級循環(huán)中工質(zhì)水的臨界壓力為22,MPa，第2級循環(huán)中工質(zhì)R123的臨界壓力為3.66,MPa．研究當兩級循環(huán)的蒸發(fā)壓力pmax1、pmax2在相應循環(huán)工質(zhì)的冷凝壓力和臨界壓力之間變化時系統(tǒng)的各性能參數(shù)與兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力的關系．

3.1 工質(zhì)流量

圖4和圖5給出了兩級循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量(mf1、mf2)隨循環(huán)蒸發(fā)壓力(pmax1、pmax2)的變化關系．其中mf1只隨pmax1變化，pmax1增大，mf1減少．因為隨著pmax1增大，換熱后排氣排出溫度升高，換熱量減少，同時工質(zhì)的最高蒸發(fā)溫度升高，工質(zhì)在蒸發(fā)器進出口的溫差增大，故mf1逐漸減少．mf2隨pmax1和pmax2都變化．mf2隨pmax1增大而增大，隨pmax2增大而減少．因為隨著pmax1的增大，第2級循環(huán)中蒸發(fā)器中熱源溫度升高，故mf2增大，而mf2隨pmax2變化的原因與第1級循環(huán)相同．

圖4 第1級循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量隨系統(tǒng)壓力的變化Fig.4 Variation of mass flow rate of the first class cycle with evaporating pressure

圖5 第2級循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量隨系統(tǒng)壓力的變化Fig.5 Variation of mass flow rate of the second class cycle with evaporating pressure

3.2 凈膨脹功

圖6給出了系統(tǒng)凈膨脹功Pnet隨兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力(pmax1、pmax2)的變化關系．隨pmax1的增大，Pnet逐漸增加，但增長速度逐漸變緩．當pmax1＞12,MPa時，Pnet隨pmax1增加不大．同時當pmax1＞9,MPa時，Pnet隨pmax2先增加后趨于平坦，拐點大約在1.5,MPa．因為隨著循環(huán)蒸發(fā)壓力的增大，工質(zhì)在膨脹過程的焓降增大，發(fā)出的膨脹功增大，同時系統(tǒng)在壓縮過程的耗功也增多，但是膨脹功的增長速度大于壓縮耗功的增長速度，所以凈膨脹功呈上升趨勢，但是當達到某一蒸發(fā)壓力之后，兩者的增長速度趨于接近，所以凈膨脹功增長曲線趨于平坦．當pmax1= 12,MPa和pmax2=1.5,MPa時，系統(tǒng)發(fā)出的凈膨脹功為26.92,kW．

圖6 凈膨脹功隨系統(tǒng)壓力的變化Fig.6 Variation of net power output with evaporating pressure

3.3 循環(huán)熱效率

圖7給出了循環(huán)熱效率η隨著兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力的變化關系．由于在蒸發(fā)器中吸熱過程和冷凝器中的放熱過程是變溫的，這里采用當量溫度法來進行分析．定義過程a～b間的當量溫度的計算式為

圖7 循環(huán)熱效率隨系統(tǒng)壓力的變化Fig.7Variation of thermal efficiency with evaporation pressure

從圖7中可以看出，隨著pmax1、pmax2增大，η逐漸增大．由于隨著系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力增大，循環(huán)的當量蒸發(fā)溫度升高，而循環(huán)的當量冷凝溫度基本不變，以當量溫度來分析，模型可近似為卡諾循環(huán)．對動力循環(huán)來說，依據(jù)卡諾定理可知，循環(huán)的冷熱源溫差越大，系統(tǒng)的熱效率越大．當pmax1＞9,MPa時，η隨pmax1改變不大．當pmax1=12,MPa和pmax2=1.5,MPa時，系統(tǒng)循環(huán)熱效率為19.22%．

3.4 體積膨脹比

圖8和圖9給出了兩級循環(huán)的體積膨脹比(ηv1、ηv2)隨兩級循環(huán)蒸發(fā)壓力的變化關系．ηv1只隨pmax1變化，隨著pmax1增大，ηv1增大．當pmax1從0.5,MPa增大到22,MPa時，ηv1從10.97增至123.20．ηv2只隨pmax2變化，隨著pmax2增大，ηv2增大．當pmax2從0.7,MPa增大到3.6,MPa時，ηv2從5.09增至42.50．一般，當工質(zhì)的體積膨脹比小于50且汽輪機的膨脹效率大于0.8時，系統(tǒng)可以使用單級膨脹機[13]．當pmax1=12,MPa和pmax2=1.5,MPa時，ηv1為69.39，ηv2為12.80，故第1級循環(huán)采用兩級膨脹機，第2級循環(huán)采用單級膨脹機．

3.5 ORC循環(huán)對發(fā)動機性能的影響

內(nèi)燃機與朗肯循環(huán)耦合后，在排氣管后會接入換熱器，使排氣和工質(zhì)強制換熱，這會增加發(fā)動機的排氣背壓，可能會影響發(fā)動機缸內(nèi)的燃燒過程，進一步影響發(fā)動機的性能．同時，引入ORC循環(huán)后，增加了工質(zhì)的冷凝過程，會使得發(fā)動機整體的熱負荷增加，增大了冷卻系統(tǒng)的負荷，這也會使得發(fā)動機與ORC的耦合系統(tǒng)的性能受到影響．但是，以前的研究[5-8]大多忽略了這些問題，而本研究將在接下來的實驗中去具體研究和驗證這兩個問題．

4 結 論

(1)隨著第1級和第2級循環(huán)蒸發(fā)壓力增大，循環(huán)熱效率和系統(tǒng)凈膨脹功先快速增加后趨于平坦．當pmax1＞12,MPa、pmax2＞1.5,MPa時，系統(tǒng)發(fā)出的凈膨脹功和循環(huán)熱效率變化不大．

(2)當pmax1=12,MPa和pmax2=1.5,MPa時，系統(tǒng)發(fā)出的凈膨脹功為26.92,kW，循環(huán)熱效率為19.22%．并且第1級循環(huán)采用兩級膨脹機，第2級循環(huán)采用單級膨脹機．

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A Two-Stage ORC Combined Cycle Used in Cascade Recovery of Various Grades Waste Heat of Internal Combustion Engine

Shu Gequn，Liu Lina，Tian Hua，Wei Haiqiao，Zhao Jian
(State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

Based on the different grades of engine exhaust, coolant waste heat, the refrigerant after expansion, and the exhaust after one-stage heat exchange, a new two-stage ORC combined cycle for cascade recovery of the above waste heat is proposed. Both of the cycles in this system use sub-critical saturated cycles. In the first cycle, there is no preheating cycle and heat is exchanged directly between exhaust and water, which is used as the refrigerant. In the second cycle, R123, which is used as the refrigerant, is first preheated by engine coolant and the superheated refrigerant after expansion in the first cycle in series, and then heat is transferred to R123 from the exhaust after heat exchange in the first cycle. Results show that both the net output power and the cycle efficiency increase sharply first and then plainly with the increase of the first cycle and the second cycle evaporating pressure. When the first cycle and the second cycle evaporating pressure is over 12 MPa and 1.5 MPa, respectively, there is little change in the net output power and the cycle efficiency.

engine；cascade recovery；two-stage ORC；combined cycle

TK401

A

0493-2137(2013)10-0857-05

2012-05-14；

2012-06-29.

國家重點基礎研究發(fā)展計劃(973計劃)資助項目(2011CB707200)．

舒歌群（1964— ），男，博士，教授．

田 華，thtju@tju.edu.cn.

DOI 10.11784/tdxb20131001