1、第 28 卷 ( 2010) 第 4 期内 燃 机 学 报Transactions of CSICEVol 28 ( 2010) No 4文章编号 : 1000-0909( 2010) 04-0362-06 28-056采用中温有机朗肯循环回收重型柴油机排气余热的模拟*方金莉 ， 魏名山 ， 王瑞君 ， 马朝臣( 北京理工大学 机械与车辆学院 ， 北京 100081)摘要 : 为有效利用重型柴油机的排气余热 ， 设计了中温有机朗肯循环 ( ORC) 系统 。在该循环中 ， 采用有机流体 R123( CF3CHCl2) 作为工质 ， 针对不同循环压力和工质流量以及不同柴油机排气温度 ， 通过模拟
2、计算研究了系统效率的变化规律 。研究结果显示 ， 循环压力越高则系统回收效率越高 ， 超临界朗肯循环因为其高的循环压力从而有利于余热的回收 。不同循环压力下 ， 工质流量范围发生变化 ; 在固定循环压力下 ， 可用流量范围内存在最高效率点 ， 且循环压力越高最高效率点对应工质流量越低 。循环压力不变条件下 ， 不同排气温度下的最高效率值接近 ， 但是最高效率点对应的工质流量随着排气温度的降低而减小 。关键词 : 余热回收 ; 有机朗肯循环 ; 重型车用柴油机中图分类号 : TK402 文献标志码 : ASimulation of Waste Heat Recovery from a Heavy
3、-Duty Diesel Enginewith a Medium Temperature ORC SystemFANG Jin-li， WEI Ming-shan， WANG Rui-jun， MA Chao-chen( School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)Abstract: A medium temperature organic-fluid Rankine cycle ( ORC) system was designed to recover the
4、waste heat from a heavy-duty diesel engine R123 ( CF3CHCl2) is used as the working fluid in the ORCsystem Efficiency simulation was carried out under different circulating pressures， mass flow rates ofR123 and engine exhaust temperature The results show that the system efficiency increase with incre
5、asingcirculating pressure， and supercritical Rankine cycle is better for waste heat recovery due to its higher cir-culating pressure The ranges of mass flow rate of working fluid vary with circulating pressure There is amaximum efficiency within the mass flow rate range under a fixed circulating pre
6、ssure The mass flow ratecorresponding maximum efficiency decreases as circulating pressure increases The maximum efficiencywith different exhaust temperature is similar under the fixed circulating pressure The mass flow rate undermost efficient conditions reduces as the exhaust temperature decreases
7、Keywords: Waste heat recovery; Organic-fluid Rankine cycle; Heavy duty diesel engine引言随着汽车保有量的不断增加 ， 汽车所消耗的能源不断增加 。同时 ， 由于汽车发动机的热效率很低 ， 只能将约 30%的燃油能量转变为机械能 ， 其它的燃油能量则通过冷却系统 、润滑系统以及排气耗散到大气中 1-2， 因此 ， 若能通过有效途径对该部分发动机余热加以回收利用 ， 将对汽车的节能环保 、提高汽车燃油利用率十分有益 。采用基于有机朗肯循环 ( ORC) 的蒸汽动力装置回收发动机余热能量是能量回收的一种有效途径 ，
8、即以发动机冷却水和排气作为热源 ， 有机工作流体受热蒸发产生蒸汽 ， 后进入膨胀器膨胀做功 ， 然后进入冷凝器凝结成液体从而完成循环 3。在国外 ， 早在上世纪70 年代能源危机时就曾提出过在公路车辆 ， 特别是重型卡车上采用朗肯循环 4。能源危机过后 ， 对余热回* 收稿日期 : 2010-01-09; 修回日期 : 2010-04-29。基金项目 : 北京市自然科学基金资助项目 ( 3093026) 。作者简介 : 方金莉 ， 博士生 ， E-mail: fangjinli bit edu cn。通讯作者 : 魏名山 ， 教授 ， 博导 ， E-mail: mswei bit edu cn
9、。收的研究集中在固定柴油机和船用柴油发动机 ， 以及客车用空调系统上 。近年来 ， 由于燃油价格的上涨 ， 康明斯公司重新提出在重型柴油发动机上应用基于朗肯循环的余热回收系统 5。类似的 ， 李斯特 ( AVL) 公司以及宝马 ( BMW) 公司也在采用朗肯循环对发动机余热进行回收方面展开研究 6-8， 其中宝马公司将其应用到小型轿车上 ， 并进一步提出了朗肯双循环系统 : 针对宝马 3 系列汽车使用的 1 8 L、4 缸发动机 ， 研制了带有基于朗肯循环的余热回收系统 ; 试验结果显示 ， 发动机燃油经济性 、输出功率及转矩分别提高了 15%、10kW 和 20 Nm。可以看到 ， 运用朗肯
10、循环对发动机余热进行回收是提高燃油经济性的有效途径 。笔者以某重型车用柴油机的试验数据为基础 ， 对排气流量不变 、温度为 370 470 的涡轮后排气余热进行回收 ， 采用 R123 作为有机工质 ， 并通过膨胀器输出机械功 。1 中温有机朗肯循环介绍为有效利用柴油机余热 ， 设计了有机朗肯双循环系统 ， 一个为中温朗肯循环系统 ， 另一个为低温朗肯循环系统 9， 其中中温循环主要回收温度较高的柴油机排气余热 ， 低温循环主要回收温度较低的柴油机冷却水热量 。每个循环中都包括蒸发器 、过热器 、膨胀器 、冷凝器和液压泵 。11 中温朗肯循环系统柴油机中温有机朗肯循环系统流程如图 1 所示 。
11、空气首先经过压气机压缩后在中冷器中冷却 ， 随后进入发动机气缸中与燃油混合并燃烧膨胀做功 ， 做功后的排气随后进入涡轮并通过涡轮轴对压气机做功 ; 经涡轮排出的气体首先通过中温过热器对中温循环工作流体进行加热并使其达到过热状态 ， 然后全部通过中温蒸气发生器并最终排入大气 。图 1 中温有机朗肯循环余热回收系统示意Fig1 Schematic diagram of the medium temperatureORC waste heat recovery system液态的中温循环工作流体在中温压缩泵中加压 ，然后液态 、高压的中温循环工作流体在中温蒸气发生器中被加热蒸发并通过中温过热器被柴油
12、机排气加热到过热状态 ， 随后在中温膨胀器中膨胀做功 ， 做功后的乏气在中温冷凝器中冷凝为液体 ， 再经中温压缩泵加压后流回中温蒸气发生器 。12 工质选择通过对比多种有机工质 ， 选用 R123 作为中温朗肯循环工作流体 。其部分特性如表 1 所示 ， 温熵示意见图 2。有机工质 R123 具有循环效率高 、临界温度和压力低 、黏性小 、表面张力小 、导热性好和热稳定性好等特点 。而且 ， 其在热交换单元中具有中等蒸气压力 ，与发动机材料及润滑匹配性较好 ， 不腐蚀 、非易燃 、毒性小和成本较低 ， 能较好满足柴油机余热回收要求 。表 1 R123 特性Tab1 Characteristic
13、s of R123参数名称 /单位 参数值 参数名称 /单位 参数值分子式CF3CHCl2分子量 /( kgkmol1)15293临界温度 / 1838 最高温度 / 3268临界压力 /MPa 366 最大压力 /MPa 40沸点 / 2785( 010 MPa) 毒性 轻微致癌汽化潜热 /( kJkg1)1702( 沸点及0101 MPa)腐蚀性溶解性流体类型 等熵流体 可燃性 不可燃臭氧层破坏潜能值 0012图 2 R123 工质温熵示意Fig2 Temperature-entropy diagram of R1232 系统热力学分析图 3 为中温朗肯循环流程示意 ， 实线代表柴油机涡轮
14、后排气 ， 虚线代表有机工质 ， 并假定系统处于稳定工况 。1) 在蒸发器中 ， 对应排气的等压冷却过程 2 3和有机工质在蒸气发生器中的等压加热过程 4 5， 由3632010 年 7 月 方金莉等 : 采用中温有机朗肯循环回收重型柴油机排气余热的模拟能量守恒定律得2 3= qm( h2 h3) =4 5( 1)4 5= qmm( h5m h4m) ( 2)图 3 中温有机朗肯循环流程Fig3 Schematic diagram of the medium temperature ORC其中 ， 2 3为蒸气发生器中排气侧放出的热流量 ;4 5为蒸气发生器中工质侧吸收的热流量 ; qm为发动
15、机排气的质量流量 ; h2、h3分别为发动机排气经过中温过热器后和蒸发器后的焓值 ; qmm为工质的质量流量 ; h4m和 h5m分别为工质在蒸发器前和后的焓值 。2) 在过热器中 ， 对应排气的等压冷却过程 1 2和有机工质在过热器中的等压加热过程 5 6， 由能量守恒定律得1 2= qm( h1 h2) =5 6( 3)5 6= qmm( h6m h5m) ( 4)式中 : 1 2为过热器中排气侧放出的热流量 ; 5 6为过热器中工质侧吸收的热流量 ; h1为发动机排气在涡轮后的焓值 ; h6m为工质在过热器后的焓值 。3) 在膨胀器中 ， 对应有机工质的膨胀过程 。在绝热膨胀时 ， 膨胀
16、器入口处工质的比熵 s6m应与绝热膨胀后的比熵 s7ms相同 。设实际膨胀过程的热效率为 e， 则Hems= h6m h7ms( 5)Hem= Hemse= h6m h7m( 6)Wem= Hemqmm( 7)式中 : Hems为工质绝热膨胀焓降 ; h7ms为工质在绝热膨胀做功后的焓值 ; Hem为工质实际焓降 ; e为膨胀器绝热效率 ; h7m为工质实际膨胀做功后的焓值 ; Wem为工质实际所做功 。4) 在冷凝器中 ， 对应有机工质的等压冷却过程 ， 有Wcm= Hcmqmm= qmm( h7m h8m) ( 8)式中 : Wcm为工质在冷凝器中的放热量 ; Hcm为工质在冷凝器中的焓降
17、 ; h8m为工质在冷凝器后的焓值 。5) 在液压泵中 ， 对应有机工质等温压缩过程 ， 有h4m= h8m+Wpmqmm( 9)Wpm=( p4m p8m)8mqmmp( 10)式中 : h4m为工质在液压泵中压缩后的焓值 ; Wpm为泵对工质做的压缩功 ; p8m和 p4m分别为工质在液压泵前和后的压力 ; 8m为液压泵前工质的密度 ; p为泵的效率 。6) 朗肯循环理论效率 adm为工质的理论循环净功 Wnet与循环中工质吸收总热量的比值 ， 代表朗肯循环的完善程度 ， 其表达式为adm=Wnet1 2+2 3=Hemsqmm Wpm1 2+2 3( 11)朗肯循环实际效率 acm为工质
18、在循环中所做的实际循环净功 Wnet， act与循环所吸收热量的比值 ， 表示系统将吸收热量转换为功的能力 ， 即acm=Wnet， act1 2+2 3=Wem Wpm1 2+2 3( 12)3 计算与结果分析根据某 6 缸直列柴油机的性能试验结果 ， 确定了发动机的排气温度和流量 ， 据此对循环压力 、有机工质流量和排气温度 3 个变量下的余热回收系统循环变化规律进行了计算和分析 。31 发动机参数表 2 和表 3 分别列出了发动机的基本参数和部分相关试验数据 。表 2 发动机基本参数Tab2 Engine parameters参数名称 /单位 参数值缸数 6行程 /mm 145最大转矩
19、/( Nm) 1 500( 1 400 r/min)标定功率 /kW 258缸径 /mm 112压缩比 1751标定转速 /( rmin1) 2 100表 3 发动机全负荷试验测量结果Tab3 Test results of the engine under full load参数名称 /单位 参数值转速 /( rmin1) 2 100功率 /kW 2573空气流量 /( kgh1) 1 4477涡轮后压力 /kPa 1002转矩 /( Nm) 1 170燃油流量 /( kgh1) 5625大气压力 /kPa 995涡轮后温度 / 47032 变循环压力在该循环计算中 ， 设发动机涡轮后排气温
20、度为463 内 燃 机 学 报 第 28 卷第 4 期470 、排气放热后出口最终温度为 200 、排气质量流量为 0 418 kg/s 不变 ， R123 质量流量为定值 0 4kg/s， 以朗肯循环循环压力 ( 液压泵出口压力 ) 为自变量 ， 分别取 1 5 MPa、2 0 MPa、2 5 MPa、3 0 MPa、3 5MPa、36 MPa、3 66 MPa、3 7 MPa、4 0 MPa、4 5 MPa和 50 MPa， 以此计算循环效率等参数变化情况 。其中 366 MPa 为工质 R123 的临界压力 ， 对应的循环为临界朗肯循环 ， 15 MPa、2 0 MPa、2 5 MPa、
21、3 0 MPa、35 MPa 和 36 MPa 等循环压力下的朗肯循环为亚临界朗肯循环 ， 临界及亚临界朗肯循环计算中的蒸发器后温度采用各循环压力下 R123 的蒸发饱和温度 ; 3 7MPa、40 MPa、4 5 MPa 和 5 0 MPa 循环压力下的循环为超临界朗肯循环 ， 此循环状态下 ， 将循环压力对应的定压比热容最大值位置处的工质温度称为拟临界温度 ， 即蒸发器后工质温度达到该拟临界温度 。计算时蒸发器和过热器的设计参数可变 。图 4 为不同循环压力下 ， 两个换热器换热量的变化 。其中蒸发器的换热量在低循环压力时先逐渐增加 ， 在 30 MPa 后逐渐降低 ， 并在临界压力点达到
22、最低值 ， 在超临界状态下蒸发器换热量随着压力的升高而增加 。蒸发器换热量的变化是由工质在不同压力下对应的饱和温度焓值变化引起的 。由于发动机排气的初始和最终状态相同 ， 因此总放热量相同 ， 所以对过热器而言 ， 蒸发器换热量越多则过热器换热量越小 。图 4 不同循环压力下换热器换热量变化Fig4 Effect of circulating pressure on heat exchangeof the evaporator and the superheater图 5 为不同循环压力下 ， R123 在各位置处的焓值 。蒸发器前焓值 h4m在不同压力状态下相同 ， 都是2263 kJ/kg
23、( 此值在图中没有标出 ) 。饱和温度对应焓值 h5m在小于 3 0 MPa 时的亚临界循环压力状态下随着循环压力的升高而升高 ; 在大于 3 0 MPa 的亚临界循环压力下 ， h5m随着循环压力的升高而降低 ， 并在临界压力 3 66 MPa 时达到最低 ; 在超临界压力状态下 ， h5m随着压力的升高而单调升高 。对过热器后焓值h6m， 其变化不明显 ， 都处于 530 kJ/kg 左右 。对膨胀器后实际焓值 ， 由于循环压力越高其在膨胀器中的做功能力越强 ， 焓降越大 ， 在图中就表现为膨胀器后实际焓值随着循环压力的升高而降低 。图 5 不同循环压力下 R123 在各点的焓值Fig5
24、Effect of circulating pressure on enthalpyof R123 at different positions由图 6 可见 ， 随着循环压力的升高 ， 朗肯循环的理论效率 、实际效率都单调增大 。这是由于循环压力的升高 ， 使膨胀器前工质的压力增大 ， 因此工质推动膨胀器做功的能力增强 ， 与发动机进气增压后可提高效率原理相似 ， 朗肯循环系统效率因此增加 。图 6 朗肯循环循环效率与循环压力关系Fig6 Effect of circulating pressure on efficiency33 变循环流量在该循环计算中 ， 假设发动机涡轮后排气温度为47
25、0 、排气放热后最终温度为 200 以及排气质量流量为 0 418 kg/s 不变 ， 在循环压力一定条件下 ， 改变 R123 的质量流量 ， 计算系统效率变化 。计算时蒸发器和过热器的设计参数可变 ， 以有机工质 R123 允许达到的最高温度 327 为约束限制 R123 的最小流量 ， 以使全部流体蒸发为约束限制 R123 的最大流量 ，即要求满足T6m327 ， T5m蒸发温度 ( 13)从图 7 中可见 ， 不同循环压力下 ， 效率总是先随5632010 年 7 月 方金莉等 : 采用中温有机朗肯循环回收重型柴油机排气余热的模拟R123 流量增加而增加 ， 到一个最大值后再随流量增加
26、而降低 ; 不同压力下效率最大值对应的 R123 流量不同 ， 且该流量随着压力增加而降低 ， 如在 5 0 MPa 时 ，最高效率对应流量约为 034 kg/s， 而在 15 MPa 时最大效率对应流量约为 0 45 kg/s。这是由于在低循环压力时 ， 工质在膨胀器中的焓降小 ， 所以要想发出更多的功就需要大的工质质量流量 ， 同时由于 R123 在蒸发器后的焓值较高 ， 若质量流量过大 ， 则工质在蒸发器中将吸收大部分的排气能量 ， 过热器的作用被削减 ， 工质做功能力反而下降 ， 因此在低循环压力时 ， 最大效率点对应的工质流量在流量区间中的偏大但不是最大区域 。图 7 不同循环压力下
27、循环实际效率与循环流量关系Fig7 Effect of mass flow rates on actual efficiencyof ORC with different circulating pressure在图 7 中还可看出 ， 不同压力下 ， 系统的流量范围发生变化 。各压力下的流量最小值差别不大 ， 但是流量的最大值变化明显 。该值先随着压力的升高而降低 ， 在 30 MPa 附近随着压力的升高而增加 ， 并在 366MPa 时达到最大流量的最大值 ， 随后又随着压力升高而最大流量值降低 。这是由于不同压力下 R123 饱和蒸气的焓值不同 ， 焓值低则相同吸热量下蒸发器可通过的流量
28、高 ， 反之则低 。所以流量最大值的变化规律与图 5 中饱和温度对应焓值变化规律相反 。34 变排气温度该计算中 ， 排气放热后最终温度为 200 不变 ， 在朗肯循环工质质量流量 、循环压力一定条件下 ， 改变涡轮后排气温度的值 ( 过热器进口排气的温度 ) ， 分别计算 470 、430 、400 和 370 下循环参数的变化 。该循环计算分别在 1 5 MPa、3 0 MPa 和 4 5MPa 共 3种循环压力下进行 ， 蒸发器和过热器的设计参数可变 ，以有机工质 R123 允许达到的最高温度 327 为约束限制 R123 的最小流量 ， 以使全部工质蒸发为约束限制 R123 的最大流量
29、 ， 即满足式 ( 13) 要求 ， 计算结果如图 8a 图 8c 所示 。a) 15 MPab) 30 MPac) 45 MPad) 不同循环压力图 8 不同循环压力下排气温度对循环效率影响Fig8 Effect of exhaust temperature on actual efficiency ofORC with different mass flow rates and circulating pressure663 内 燃 机 学 报 第 28 卷第 4 期从图 8a 中可见 ， 不同排气温度下的最高效率值接近 ， 但最高效率对应的工质流量随温度升高逐渐增大 ;改变排气温度 ，
30、R123 的流量范围区间将发生改变 ， 表现为排气温度越高则流量区间向高流量区移动 ， 且流量范围越大 ; 最高效率点对应流量在流量区间中的位置处于大流量区 。图 8b 和图 8c 与图 8a 中的曲线相比 ， 形状相似 ，区别在于最高效率点对应流量在流量区间中的位置处于中间偏小流量区和小流量区 。从图 8 可见 ， 在一定循环压力下 ， 各排气温度对应的工质流量 -效率曲线形状相似 ， 效率最大值接近 ， 只是随着排气温度的升高 ， 系统效率曲线整体向流量大的区域移动 ， 且流量范围变广 。这是由于排气温度的升高使朗肯循环可以吸收更多的热量 ， 而一定循环压力下工质的蒸发后温度和最高稳定温度
31、一定 ， 所以最低流量值不断增大 。4 结 论( 1) 从效率因素考虑 ， 循环压力越高则效率越高 ， 因此超临界朗肯循环有利于余热回收 。( 2) 在不同循环压力下 ， 系统工质流量的范围发生变化 ， 最低流量点区别不大 ， 但是高流量点变化明显 ， 且系统效率总是随着工质流量的增加而先升高后降低 ， 最高效率流量点位置随着循环压力的升高而向小流量区域移动 。( 3) 各排气温度对应的工质流量 -效率曲线形状相似 ， 效率最大值接近 ， 只是随着排气温度的升高 ， 系统效率曲线整体向流量大的区域移动 ， 且流量范围变广 。( 4) 将有机朗肯循环 ( ORC) 系统整合到发动机热管理系统中
32、， 以排气余热驱动 ORC 并最终转换为机械能 ， 可以实现能量的再利用 ， 提高汽车的有效输出功 ， 提高了燃油经济性 ， 同时排气在做功后温度进一步降低 ， 降低了汽车的热污染效应 。参考文献 : 1 Rody El Chammas， Denis Clodic Combined Cycle for Hy-brid Vehicles C SAE Paper 2005-01-1171， 2005 2 刘巽俊 内燃机的排放与控制 M 北京 : 机械工业出版社 ， 2002: 311-312 3 Diego A Arias， Timothy A Shedd， Ryan K Jester Theor
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