鄭曉生，羅俊偉，盧 沛，羅向龍，陳健勇，楊 智，梁穎宗，陳 穎

（廣東工業(yè)大學(xué) 材料與能源學(xué)院，廣東 廣州 510006）

隨著工業(yè)化程度的不斷提高，傳統(tǒng)能源的消耗急劇增長，由此引發(fā)了一系列能源短缺及環(huán)境污染問題[1]。因此，尋求清潔可再生能源作為替代資源及對傳統(tǒng)的工業(yè)余熱進行高效回收[2]，被認為是解決能源與環(huán)境問題的有效途徑。有機朗肯循環(huán)(Organic Rankine Cycle，ORC)作為一種高效的熱-功轉(zhuǎn)換技術(shù)，在新能源(太陽能、地熱能、生物質(zhì)能等)及工業(yè)余熱回收領(lǐng)域極具發(fā)展?jié)摿3]。

作為ORC系統(tǒng)的熱-功轉(zhuǎn)換媒介，非共沸混合工質(zhì)具有的溫度滑移特性，能有效提升ORC系統(tǒng)的運行性能[4]。目前，針對ORC工質(zhì)的研究日益受到關(guān)注，這些研究主要集中在工質(zhì)篩選，純工質(zhì)的對比及替代研究，非共沸混合工質(zhì)的熱經(jīng)濟性分析以及實驗研究。

在工質(zhì)篩選過程中，除了考慮工質(zhì)的熱力性能及環(huán)保性能以外，其安全性在實際系統(tǒng)中具有重要的作用。Xi等[5]采用可燃性極低的R245fa作為多元非共沸混合工質(zhì)的阻燃劑，探索系統(tǒng)最小的電力生產(chǎn)成本；Tian等[6]構(gòu)建了非共沸混合工質(zhì)泄露模型，對丙烯/二氧化碳和戊烷/二氧化碳的安全性能進行了對比分析。為了解決純工質(zhì)存在的安全性及環(huán)保性問題，有部分學(xué)者采用新型工質(zhì)作為傳統(tǒng)工質(zhì)的替代品，以期后續(xù)作為非共沸工質(zhì)的組分工質(zhì)。Yang等[7]探索R245fa的替代工質(zhì)，對比了采用R1234ze(Z)，R1233zd(E)、R1336mzz(E)及R245fa的ORC系統(tǒng)的運行性能；Molés等[8]分析了采用新型替代工質(zhì)R1233zd(E)與R245fa的ORC系統(tǒng)的各運行參數(shù)。

目前針對非共沸混合工質(zhì)的研究大部分集中在熱經(jīng)濟性模擬分析上。Collings等[9]提出了一個組分可控的非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)，并探究冷源波動下新型系統(tǒng)的優(yōu)勢；Liu等[10]提出了一種確定非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)最佳冷凝壓力的方法，并研究了冷凝溫度滑移對ORC熱力學(xué)性能的影響；Yang等[11]采用不同組分比的R245fa/R236fa作為系統(tǒng)的非共沸工質(zhì)，探索組分比及壓降對系統(tǒng)性能的影響；Feng等[12]基于熱經(jīng)濟性多目標優(yōu)化，對純工質(zhì)系統(tǒng)和非共沸混合工質(zhì)系統(tǒng)的熱經(jīng)濟性進行了對比研究。近年來，為了驗證設(shè)計模型及研究實際系統(tǒng)的運行規(guī)律及性能，非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)的實驗研究越來越受重視。Wang等[13]在太陽能ORC系統(tǒng)中采用不同組分的R245fa/R152a及純工質(zhì)R245fa，對比了純工質(zhì)系統(tǒng)和非共沸工質(zhì)系統(tǒng)的性能差異；Jung等[14]實驗驗證了非共沸工質(zhì)能有效提升系統(tǒng)的性能；Li等[15]通過實驗研究確定采用非共沸工質(zhì)R245fa/R601a及純工質(zhì)R245fa的ORC系統(tǒng)的最高熱效率；Abadi等[16]研究了波動熱源下，采用R245fa 60%/R134a 40%的非共沸混合工質(zhì)系統(tǒng)的性能變化規(guī)律；Pang等[17-18]實驗對比了R245fa、R123以及其組成的混合工質(zhì)對ORC系統(tǒng)性能的影響，并探索各系統(tǒng)的最大輸出功。

從以上文獻可以看出，雖然非共沸工質(zhì)在ORC中地位舉足輕重，然而ORC中非共沸混合工質(zhì)的實驗研究非常有限。本文采用新型非共沸工質(zhì)R1234ze(E)/R245fa作為系統(tǒng)熱-功轉(zhuǎn)換的媒介，研究非共沸混合工質(zhì)系統(tǒng)在變流量工況下的運行性能及換熱特性，并且對比了純工質(zhì)ORC系統(tǒng)，證明了新型非共沸工質(zhì)R1234ze(E)/R245fa在特定工況下能有效提升系統(tǒng)的性能。

1 實驗系統(tǒng)介紹

圖1為ORC實驗系統(tǒng)圖，共包含3個子系統(tǒng)：熱源子系統(tǒng)、冷源子系統(tǒng)及ORC循環(huán)子系統(tǒng)。其中，ORC循環(huán)子系統(tǒng)主要由6個換熱面積不同的換熱器、膨脹機及其功率測試裝置、工質(zhì)泵構(gòu)成。此外，控制系統(tǒng)用于調(diào)控ORC系統(tǒng)中各個設(shè)備及采集實驗數(shù)據(jù)。圖2為ORC實驗系統(tǒng)實物圖。

圖 1 ORC實驗系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic of the test bench or the ORC system

圖 2 ORC實驗系統(tǒng)實物圖Fig.2 Photograph of the ORC experimental facility

1.1 熱源子系統(tǒng)

熱源子系統(tǒng)主要包含導(dǎo)熱油箱、熱油泵、油流量計以及一系列閥門。熱源子系統(tǒng)采用首諾55號導(dǎo)熱油作為模擬中低溫熱源。導(dǎo)熱油箱共設(shè)置了3組加熱器用于加熱導(dǎo)熱油，其中，加熱器包含兩組固定功率(各18 kW)的加熱器和一組可實現(xiàn)無級調(diào)節(jié)的加熱器(27 kW)。

1.2 冷源子系統(tǒng)

冷源子系統(tǒng)主要由冷卻水箱、冷水機組、水泵1、水泵2、水流量計及一系列閥門構(gòu)成。冷水機組用于冷卻冷源系統(tǒng)中的冷卻水，總制冷功率為50 kW。冷卻水箱用于儲存冷卻水，水箱中設(shè)置了一組固定功率(18 kW)的加熱器，結(jié)合冷水機組對冷卻水的溫度進行精準控制。

1.3 ORC循環(huán)子系統(tǒng)

ORC循環(huán)子系統(tǒng)包含不同換熱面積的蒸發(fā)器(換熱面積分別為3.30，3.71，6.56 m2)和冷凝器(換熱面積分別為5.42，10，13.59 m2)，渦旋膨脹機及其功率測試裝置、工質(zhì)泵、儲液罐以及若干球閥。純工質(zhì)ORC系統(tǒng)采用R245fa作為循環(huán)工質(zhì)，非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)采用質(zhì)量比為1:1的混合工質(zhì)R1234ze(E)/R245fa作為循環(huán)工質(zhì)。

2 ORC測試系統(tǒng)計算和評價模型

基本的ORC循環(huán)由蒸發(fā)器、冷凝器、膨脹機和工質(zhì)泵構(gòu)成。圖3為非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)的TH(T為溫度，H為焓)圖，有機工質(zhì)進入蒸發(fā)器，依次經(jīng)過預(yù)熱、蒸發(fā)及過熱(6-7-8-1)成為過熱蒸汽后進入膨脹機，推動膨脹機輸出軸功(1-2)后成為乏汽進入冷凝器，依次經(jīng)過預(yù)冷、冷凝及過冷后(2-3-4-5)冷凝為過冷液態(tài)工質(zhì)。其中，在換熱器中的蒸發(fā)段和冷凝段非共沸工質(zhì)具有溫度滑移的特性，故相變過程(7-8、3-4)是非等溫過程。最終，液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過工質(zhì)泵加壓(5-6)后重新進入蒸發(fā)器，繼續(xù)下一個循環(huán)。主要設(shè)備計算模型如下。

圖 3 ORC系統(tǒng)T-H圖Fig.3 T-H diagram of the ORC system

2.1 蒸發(fā)器

有機工質(zhì)在蒸發(fā)器中的吸熱量為

式中，Qeva為蒸發(fā)器吸熱量，kW；qm為系統(tǒng)工質(zhì)流量，kg/s；h6，h8分別為蒸發(fā)器進、出口工質(zhì)比焓，kJ/kg。

蒸發(fā)器出口處工質(zhì)應(yīng)具有一定的過熱度：

式中，Δtsup為過熱度，℃；t1，t8分別為蒸發(fā)器出口及飽和氣相點工質(zhì)溫度，℃。

蒸發(fā)器出口處及飽和液相處，工質(zhì)側(cè)和熱源側(cè)流體的溫差在整個蒸發(fā)器中為最小值，其溫差較小值者為蒸發(fā)器的夾點，蒸發(fā)器出口處及飽和液相處的溫差為

式中，Δt1為蒸發(fā)器出口處溫差，℃；t9，t1分別為熱源進口和工質(zhì)出口溫度，℃；Δt2為蒸發(fā)器飽和液相處溫差，℃；t11，t7分別為飽和液相點處熱源和工質(zhì)的溫度，℃。

由于非共沸工質(zhì)具有溫度滑移特性，故蒸發(fā)器中蒸發(fā)段的相變過程為非等溫過程，蒸發(fā)段的溫度滑移為

式中，Δteva為蒸發(fā)段的溫度滑移，℃。

2.2 冷凝器

冷凝器出口處工質(zhì)應(yīng)具有一定的過冷度：

式中，Δtsub為過冷度，℃；t5，t4分別為冷凝器出口及飽和液相點工質(zhì)溫度，℃。

冷凝器出口處及飽和氣相處的溫差為

式中，Δt3為冷凝器飽和氣相點處溫差，℃；t3，t15分別為飽和氣相點處工質(zhì)和冷源的溫度，℃；Δt4為冷凝器出口點處溫差，℃；t13，t5分別為熱源進口和工質(zhì)出口溫度，℃。

冷凝器中冷凝段的相變過程為非等溫過程，冷凝段的溫度滑移為

式中，Δtcon為冷凝段的溫度滑移，℃。

2.3 膨脹機

膨脹機的軸功率通過轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計算，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩均由測功儀測量得到。同時膨脹機的等熵效率由膨脹機的進出口點狀態(tài)計算得到。

式中，Wexp為膨脹機輸出軸功，kW；Mexp為膨脹機轉(zhuǎn)矩，N·m；Nexp為膨脹機轉(zhuǎn)速，r/min；ηis為膨脹機等熵效率，%；h1，h2，h2s分別為膨脹機進口、實際出口及等熵出口處工質(zhì)比焓，kJ/kg。

2.4 ORC系統(tǒng)

ORC系統(tǒng)中凈功為

式中，Wnet為系統(tǒng)凈功，kW。

系統(tǒng)熱效率計算公式為

式中，ηth為系統(tǒng)熱效率，%。

3 結(jié)果與討論

3.1 非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)性能

非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)采用換熱面積分別為3.71 m2和10 m2的換熱器作為其蒸發(fā)器和冷凝器。同時，由正交實驗確定實驗臺的最佳運行范圍，確定了系統(tǒng)的運行工況，各參數(shù)如表1所示。通過改變工質(zhì)流量研究非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)的變工況運行性能及換熱器的換熱特性。

3.1.1 工質(zhì)流量對換熱器換熱特性的影響

圖4為工質(zhì)流量對非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)中換熱器換熱特性的影響圖。圖4(a)為過熱度、過冷度隨工質(zhì)流量的變化情況，隨工質(zhì)流量的增長，過熱度從53.3 ℃降低至33.9 ℃，近似呈線性下降；而過冷度隨工質(zhì)流量的增長從7.3 ℃上升至12.5 ℃。由圖4(b)可得，冷凝段比蒸發(fā)段具有更大的溫度滑移，即壓力水平越低，溫度滑移特性越明顯。蒸發(fā)段溫度滑移與冷凝段溫度滑移均隨工質(zhì)流量的上升而下降，且蒸發(fā)段溫度滑移的降幅(1.2 ℃)較冷凝段(0.3 ℃)明顯，即蒸發(fā)段溫度滑移受工質(zhì)流量的影響較冷凝段更為敏感。

表 1 非共沸ORC系統(tǒng)的運行工況表Table 1 Operation condition of the ORC system with zeotropic mixture working fluid

圖 4 工質(zhì)流量對換熱器換熱特性的影響Fig.4 The influence of working fluid mass flowrate on heat transfer characteristics of heat exchanger

圖4(c)中，增大工質(zhì)流量，蒸發(fā)器的飽和液相點溫差Δt2和冷凝器的飽和氣相點溫差Δt3均逐步下降且下降幅度逐漸減小。相反，蒸發(fā)器的出口點溫差Δt1和冷凝器的出口點溫差Δt4隨工質(zhì)流量的上升而增大，且增長幅度逐步上升，主要是受限于換熱面積，使工質(zhì)無法充分換熱達到接近于冷熱源進口的溫度。此外，隨著流量的增大，蒸發(fā)器和冷凝器的夾點趨向于從出口點轉(zhuǎn)移至飽和液相點和飽和氣相點。從溫差值的大小可看出冷凝器的夾點溫差明顯小于蒸發(fā)器，這主要是過大的冷凝器面積引起的。

綜上，與換熱器的換熱特性相關(guān)的參數(shù)如蒸發(fā)、冷凝壓力以及蒸發(fā)器和冷凝器中兩側(cè)流體的換熱曲線均顯示在圖4(d)中。由圖4(d)可見，蒸發(fā)壓力和冷凝壓力均隨工質(zhì)流量的增大而單調(diào)上升，且蒸發(fā)壓力的變化更加明顯(蒸發(fā)壓力從1058 kPa上升至1588 kPa；冷凝壓力從370 kPa上升至442 kPa)。

3.1.2 工質(zhì)流量對系統(tǒng)運行性能的影響

圖5為混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)運行性能隨工質(zhì)流量的變化趨勢圖。由圖5(a)，隨著工質(zhì)流量的增大，膨脹機的輸出功及工質(zhì)泵的耗功均呈上升趨勢，膨脹機的輸出功在工質(zhì)流量為0.16 kg/s時達到2.5 kW。膨脹機的等熵效率隨工質(zhì)流量呈下降趨勢，從72.4%下降至64.9%。膨脹機的等熵效率主要受機械磨損及內(nèi)部泄露影響。其中，由于膨脹機的轉(zhuǎn)速維持1 500 r/min不變，故機械磨損近似恒定；蒸發(fā)壓力隨工質(zhì)流量增大而上升，導(dǎo)致膨脹機進出口壓差進一步增大，膨脹機內(nèi)部高壓腔和低壓腔之間的泄露明顯增大，從而降低了膨脹機的等熵效率。

由圖5(b)可得，凈功隨工質(zhì)流量的增大而逐步上升，系統(tǒng)最大凈功為1.9 kW，但隨著流量的增大，凈功的增長速度逐漸減緩。在大流量下工質(zhì)泵的耗功明顯增大且膨脹機的等熵效率逐漸減小，導(dǎo)致了系統(tǒng)凈功的增長趨于平緩。隨著工質(zhì)流量的增大，系統(tǒng)熱效率呈先上升后下降的趨勢，存在一個最優(yōu)流量0.14 kg/s，使系統(tǒng)熱效率達到最大值4.6%。

3.2 混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)與純工質(zhì)ORC系統(tǒng)的性能對比

圖 5 工質(zhì)流量對ORC系統(tǒng)運行性能的影響Fig.5 The influence of working fluid mass flowrate on performances of ORC system

不同工質(zhì)流量下，混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)與純工質(zhì)ORC系統(tǒng)的運行工況如表1所示。其冷熱源流量、溫度、換熱器面積及膨脹機的轉(zhuǎn)速均保持不變。

3.2.1 混合工質(zhì)系統(tǒng)與純工質(zhì)系統(tǒng)的換熱特性對比

圖6對比了混合工質(zhì)系統(tǒng)和純工質(zhì)系統(tǒng)的換熱特性。由圖6(a)，混合工質(zhì)系統(tǒng)較純工質(zhì)系統(tǒng)具有更高的過熱度(純工質(zhì)系統(tǒng)的過熱度為4.7～35.6 ℃；混合工質(zhì)系統(tǒng)為33.9～55.3 ℃)，且混合工質(zhì)系統(tǒng)的過熱度受流量的影響較純工質(zhì)系統(tǒng)的小。這是因為混合工質(zhì)中含有沸點較低的工質(zhì)組分R1234ze(E)，當蒸發(fā)壓力一定時，混合工質(zhì)系統(tǒng)蒸發(fā)器出口處的飽和溫度較低，且出口處工質(zhì)的溫度變化微弱，故混合工質(zhì)系統(tǒng)具有更高的過熱度。圖6(b)中過冷度的規(guī)律與圖6(a)中過熱度的相反：混合工質(zhì)系統(tǒng)的過冷度較純工質(zhì)系統(tǒng)的小(純工質(zhì)系統(tǒng)的過冷度為16.6～22.2 ℃；混合工質(zhì)系統(tǒng)為7.3～12.5 ℃)。當冷凝壓力一定時，混合工質(zhì)系統(tǒng)冷凝器出口處的飽和溫度較低，且出口處工質(zhì)的溫度變化微弱，故混合工質(zhì)系統(tǒng)的過熱度較小。

圖 6 混合工質(zhì)系統(tǒng)與純工質(zhì)系統(tǒng)的換熱特性圖Fig.6 The heat transfer characteristics of ORC system with zeotropic working fluid and pure working fluid

圖6(c)為純工質(zhì)系統(tǒng)和混合工質(zhì)系統(tǒng)蒸發(fā)器中換熱溫差的對比結(jié)果。由圖，混合工質(zhì)系統(tǒng)具有更小的Δt1(3.5～6.1 ℃)；相反，混合工質(zhì)系統(tǒng)的Δt2較純工質(zhì)系統(tǒng)更高，且混合工質(zhì)系統(tǒng)的Δt1和Δt2受工質(zhì)流量的影響較小?；旌瞎べ|(zhì)系統(tǒng)的工質(zhì)沸點較低，在一定的蒸發(fā)壓力下，蒸發(fā)器中混合工質(zhì)的平均溫度較低，故混合工質(zhì)系統(tǒng)中蒸發(fā)器具有更大的換熱溫差，即具有更大的Δt2；并且混合工質(zhì)系統(tǒng)受到蒸發(fā)器面積的限制作用較小(換熱溫差大)，蒸發(fā)器出口處工質(zhì)溫度依然較高，故Δt1減小。

圖6(d)為純工質(zhì)系統(tǒng)和混合工質(zhì)系統(tǒng)冷凝器中換熱溫差的對比結(jié)果?；旌瞎べ|(zhì)系統(tǒng)較純工質(zhì)系統(tǒng)具有更高的Δt3(1.8～4.3 ℃)。混合工質(zhì)系統(tǒng)的蒸發(fā)、冷凝壓力水平更高，特別在系統(tǒng)低壓測，即冷凝器壓力較純工質(zhì)系統(tǒng)有較大的提升，由此引發(fā)了冷凝器飽和氣相點處工質(zhì)的溫度升高，而冷源側(cè)的溫差維持不變，故混合工質(zhì)系統(tǒng)的Δt3較高。而無論是混合工質(zhì)系統(tǒng)還是純工質(zhì)系統(tǒng)，其Δt4均維持在較低水平且受工質(zhì)組分比的影響微弱。

3.2.2 混合工質(zhì)系統(tǒng)與純工質(zhì)系統(tǒng)的系統(tǒng)性能對比

圖 7 混合工質(zhì)系統(tǒng)與純工質(zhì)系統(tǒng)的運行性能圖Fig.7 The operation performance of ORC system with zeotropic working fluid and pure working fluid

圖7對比了不同工質(zhì)系統(tǒng)的運行性能，由圖7(a)，隨工質(zhì)流量的增加，純工質(zhì)系統(tǒng)的凈功先上升(從1.3上升到1.7 kW)，當工質(zhì)流量超過0.14 kg/s時，純工質(zhì)系統(tǒng)的凈功略微下降，最大凈功為1.7 kW；混合工質(zhì)系統(tǒng)的凈功隨工質(zhì)流量呈上升趨勢(從1.1上升到1.9 kW)，最大凈功為1.9 kW。當工質(zhì)流量低于0.14 kg/s時，混合工質(zhì)系統(tǒng)的凈功始終低于純工質(zhì)系統(tǒng)。當工質(zhì)流量超過0.14 kg/s時，混合工質(zhì)系統(tǒng)的凈功超過純工質(zhì)系統(tǒng)的，并處于上升趨勢?；旌瞎べ|(zhì)系統(tǒng)蒸發(fā)器中換熱溫差較大，受換熱面積的影響作用小，故隨流量增大，其蒸發(fā)器出口的過熱度較大，從而具有更大的凈功。而純工質(zhì)系統(tǒng)換熱溫差小，受換熱面積影響明顯，在大流量工況下其過熱度較低，故凈功較小。

工質(zhì)組分比對系統(tǒng)熱效率的影響規(guī)律與凈功基本一致。當工質(zhì)流量較小時(0.14 kg/s)，混合工質(zhì)系統(tǒng)的熱效率較純工質(zhì)系統(tǒng)的低，當工質(zhì)流量超過0.14 kg/s時，混合工質(zhì)系統(tǒng)的熱效率超過純工質(zhì)系統(tǒng)的(混合工質(zhì)系統(tǒng)的最大熱效率為4.63%，純工質(zhì)系統(tǒng)的最大熱效率為4.58%)。即大流量下混合工質(zhì)系統(tǒng)較純工質(zhì)系統(tǒng)具有更優(yōu)異的性能。

4 結(jié)論

針對非共沸混合工質(zhì)對ORC系統(tǒng)性能及換熱規(guī)律的影響規(guī)律，分別采用了組分比為1:1的非共沸混合工質(zhì)R1234ze(E)/R245fa與純工質(zhì)R245fa，對比研究不同工質(zhì)ORC系統(tǒng)的運行性能及換熱器的換熱特性。研究所得結(jié)論為：

(1) 非共沸混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)中蒸發(fā)段和冷凝段的溫度滑移均隨工質(zhì)流量的增大而降低，且冷凝段具有更大的溫度滑移；

(2) 與純工質(zhì)系統(tǒng)相比，混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)的溫度水平更低，具有更大過熱度，而過冷度較純工質(zhì)的低；且混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)具有更大的蒸發(fā)器換熱溫差和更小的冷凝器換熱溫差；

(3) 在小流量工況下(＜0.14 kg/s)，純工質(zhì)ORC系統(tǒng)的凈功和系統(tǒng)熱效率比混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)高，當流量增大到一定程度(0.16 kg/s))時，混合工質(zhì)ORC系統(tǒng)的凈功和系統(tǒng)熱效率相比于純工質(zhì)系統(tǒng)分別提升13.8 %和9.5 %，大流量工況下混合工質(zhì)系統(tǒng)較純工質(zhì)系統(tǒng)具有更優(yōu)異的系統(tǒng)性能。