排气余热回收ORC系统优化方案

内燃机工作时燃料燃烧产生的化学能仅有一小部分转变为有用功，其余以余热的形式散发到环境中，主要包括排气系统和冷却系统带走的余热，此外润滑系统和缸体散热也带走少量余热。对采用进气增压中冷的内燃机，中冷器的散热损失也占部分余热。不同形式的内燃机余热在能量的数量和品位上差别较大，当采用ORC系统来回收内燃机余热时，需要合理设计ORC系统构型，以充分利用各种余热，同时还要考虑ORC系统与内燃机实际运行工况的匹配。

内燃机排气的温度明显高于冷却水，排气余热在总量和品位上优于其他形式的余热，有很多学者研究了采用ORC系统回收内燃机排气余热的节能效果。基于一台双燃料内燃机，Srinivasan等［1］研究了采用ORC系统回收排气余热的潜力。在不同的喷油正时和喷油量下，采用ORC系统后，发动机的燃油经济性可提高7%，NO x和CO2的排放量可降低18%。Mago等［2］采用拓扑图的分析方法，分析了发动机-ORC的联合系统的热效率和效率。对于采用R113为工质的ORC系统，联合系统的热效率能提高10%，如果能进一步降低蒸发器夹点温差，联合系统的热效率能进一步提高。当采用R123为工质的超临界ORC系统来回收重型柴油机的排气余热时，在优化换热器设计的条件下，ORC系统热回收效率可达10%～15%［3］。对采用乙醇为燃料的HCCI发动机，研究显示采用ORC系统的联合循环热效率可达41.5%［4］。

采用非共沸混合工质可减小蒸发器和冷凝器等换热器内的损，有利于提高ORC系统的工作性能。图5-1所示针对大功率固定式天然气（CNG）发动机尾气余热回收的发动机与ORC系统的联合系统［5］，该系统采用CNG发动机涡轮出口的排气作为ORC系统的热源，回热式ORC系统工质采用非共沸混合工质R416A（R134a/R124/R600，质量比为0.59/0.395/0.015）。发动机为12缸4冲程CNG发动机，排量为57.87 L，额定功率为1 100 kW，工作时发动机转速为1 500 r/min。发动机排气温度和排气流量随输出转矩的变化曲线如图5-2所示，随着发动机输出转矩的增大，排气温度先增大后逐渐减小，而排气流量随着发动机输出转矩的增大近似线性增加。

图5-1　针对CNG发动机尾气余热回收的发动机与ORC系统的联合系统［5］

ORC系统工作性能随发动机输出转矩和ORC系统蒸发压力的变化曲线如图5-3所示。在不同的发动机输出转矩和蒸发压力下，ORC系统有机工质流量的变化曲线如图5-3（a）所示，随着发动机输出转矩的增大，有机工质流量明显增大，当输出转矩一定时，随着蒸发压力的升高，有机工质流量有轻微的下降。ORC系统净输出功率的变化曲线如图5-3（b）所示，随着发动机输出转矩或蒸发压力的增大，净输出功率均逐渐增加。在发动机额定功率下，当蒸发压力为3.5 MPa时ORC系统可输出62.7kW的净功率。ORC系统效率的变化曲线如图5-3（c）所示，效率基本上随着蒸发压力的升高而增大，而发动机输出转矩变化的影响较小。

图5-2　发动机输出排气温度和排气流量随输出转矩的变化曲线［5］

图5-3　发动机输出转矩和ORC系统蒸发压力对ORC系统工作性能的影响［5］

（a）有机工质流量

图5-3　发动机输出转矩和ORC系统蒸发压力对ORC系统工作性能的影响［5］（续）

（b）净输出功率；（c）ORC系统效率

不同类型的内燃机，排气温度和排气流量可能会有很大差别，需要根据具体的应用选择合理的工质。表5-1所示为常用非共沸混合工质的物性。针对某柴油机的尾气余热回收，可研究采用这些工质的简单ORC系统性能［6］。该柴油机为6缸4冲程，排量为9.726 L，额定功率为280 kW。在整个柴油机工作范围内，排气流量和排气温度随发动机转速和油门开度的变化趋势如图5-4所示。随着发动机转速或油门开度的增加，排气流量逐渐增大。柴油机额定工况点排气流量可达0.48 kg/s。排气温度随着油门开度的增大明显升高，而发动机转速对排气温度的影响相对较小，额定工况点柴油机的排气温度达到819 K。

表5-1　常用非共沸混合工质的物性

当ORC系统的蒸发压力为2 MPa时，不同非共沸混合工质的净输出功率如图5-5所示。随着发动机输出功率的升高，每一种工质的ORC系统净输出功率也逐渐增大。总体上，ORC系统净输出功率随发动机工况的不同在0.5～25 kW范围内变化。在相同的发动机工况下，不同非共沸混合工质的净输出功率的差异较小，当发动机转速为2 200 r/min时，全负荷下R402B工质的净输出功率最大，为24.65 kW，R407D的净输出功率最小，为23.48 kW。

图5-4　某柴油机排气流量和排气温度随发动机转速和油门开度变化趋势［6］

图5-5　发动机全工况范围内采用非共沸混合工质的ORC系统净输出功率［6］

（a）R401A；（b）R402B

图5-5　发动机全工况范围内采用非共沸混合工质的ORC系统净输出功率［6］（续）

（c）R407B；（d）R407D；（e）R409A；（f）R409B；（g）R415B

对于高温热源的ORC系统，由于常用制冷剂的工作温度较低，需采用高温稳定性较好的工质，如硅氧烷等。针对内燃机的排气余热回收，图5-6所示为一种双ORC系统［7］。高温循环为跨临界有机朗肯循环，采用含硅氧烷的混合工质，低温循环为亚临界有机朗肯循环，对应的T-s图如图5-6（b）和（c）所示。高温循环考虑的混合工质有D4/R123、MDM/R123、MD2 M/R123，低温循环的工质为R123。由于高温循环的非共沸混合工质在蒸发过程中存在温度滑移，采用双ORC系统可在一定程度上提高整个系统的效率。

图5-6　用于内燃机排气余热回收的双ORC系统以及高温循环和低温循环的T-s图［7］

当ORC系统的换热器采用管壳式时，可采用Bell-Delaware方法［8］计算换热器面积。此时，壳侧的换热系数为

式中，理想管束的换热系数为

壳侧的压降计算方程为

管侧单相流体可采用Petukhov关联式［9］计算换热系数：

超临界流体换热系数可采用Krasnoshchekov-Protopopov关联式［10］计算：

管侧流体的压降为

(www.xing528.com)

式中，单相流体的摩擦压降［11］为

进出口连接管的压降为

气液两相工质的换热系数可采用Chen关联式［12］计算：

全液相换热系数可采用Dittus-Boelter关联式计算：

雷诺数修正因子F［13］为

Lockhart-Martinelli参数X tt为

混合工质的冷凝换热系数可根据下式计算［14］：

全气相换热系数为

两相工质的摩擦阻力可由下式计算：

以一台额定功率为243 kW的直列6缸柴油机为对象，可分析双ORC系统的工作性能。该柴油机在额定工况点的排气温度为718 K，排气流量为1 020.74 kg/h。当高温循环采用D4/R123为工质时，高温循环净输出功率随着R123质量分数和高温循环蒸发压力的变化趋势如图5-7（a）所示，随着R123质量分数的增加，净输出功率逐渐增加。随着蒸发压力的增加，净输出功率先增大后减小，存在一个优化的蒸发压力使系统净输出功率最大。高温循环和低温循环的净输出功率对比如图5-7（b）所示。可以看出，高温循环蒸发压力对净输出功率的影响相对较小。同时，随着R123质量分数的增加，低温循环的净输出功率的变化趋势与高温循环相反。这是因为随着R123质量分数的增加，高温循环涡轮焓降增大，但是高温循环工质流量降低，导致低温循环吸热量降低，使低温循环的净输出功率减小。

图5-7　高温循环净输出功率随R123质量分数和蒸发压力的变化趋势以及高温循环和低温循环净输出功率对比［7］

图5-7　高温循环净输出功率随R123质量分数和蒸发压力的变化趋势以及高温循环和低温循环净输出功率对比［7］（续）

高温循环涡轮入口温度对双ORC系统工作性能的影响如图5-8所示。当工质的组分质量比一定时，除MDM/R123外，其他混合工质的净输出功率均随着高温循环涡轮入口温度的增大而稍有增大。高温循环的蒸发器内工质与排气的传热温差随着涡轮入口温度的增加而减小，使高温循环工质流量减小，导致高温循环净输出功率减小，但是低温循环的吸热量增大，最终使总净输出功率的变化幅度较小。双ORC系统的热效率随着涡轮入口温度的增加稍有降低。这主要是因为高温循环吸热量比净输出功率的增加速度更快。总体上双ORC系统的平均发电成本随着涡轮入口温度的增加逐渐减小。高温循环采用质量比为0.3/0.7的D4/R123时热力学性能较好，最高热效率可达22.84%，而采用质量比为0.35/0.65的MD2M/R123时经济性较好。

图5-6（a）所示的双ORC系统采用复叠式的设计形式，排气依次流过高温循环和低温循环，工作时高温循环还向低温循环放热，高温循环和低温循环常选用不同的工质。图5-9所示为一种串联式的两级ORC系统，用于回收船用重型柴油机尾气余热［15］。船用重型柴油机工作时的排气依次经过蒸发器1和2，与有机工质充分换热，膨胀机输出的功率驱动反渗透膜海水淡化装置，产生的淡水可用于船舶的日常使用，多余的电能输出给船舶辅助系统。与复叠式双ORC系统不同，该系统采用一种混合工质，为质量比等于0.5/0.5的R245fa/环己烷。基于现代的船用柴油机MAN B&W 12K98MC-CMk6，设计点排气温度为510 K，排气流量为34.38 kg/s。蒸发器1和2工作压力、海水盐度、淡水流量等工作参数是影响系统的工作性能的关键参数，采用经济分析方法可分析这些关键参数对热力学性能和经济性的影响。

图5-8　涡轮入口温度对双ORC系统工作性能的影响［7］

（a）净输出功率；（b）热效率；（c）平均发电成本

图5-9　船用重型柴油机排气余热回收用串联式两级ORC系统［15］

首先，在蒸发器2工作压力为0.2P c，淡水体积流量为70 m3/h，海水盐度为43 g/kg的条件下，分析蒸发器1工作压力变化的影响。系统净输出功率和效率随蒸发器1工作压力的升高而减小，这主要是因为，随着蒸发器1工作压力的增大，蒸发器1的工质流量减小而蒸发器2的工质流量增大，具体如图5-10（a）所示。根据经济性分析得到的年均资金成本如图5-10（b）所示。随着蒸发器1工作压力的增大，年均资金成本逐渐减小，存在一个最优的蒸发器1工作压力使单位发电成本最低，单位体积淡水资金成本的变化趋势与单位发电成本类似。

在蒸发器1工作压力为0.88P c，淡水体积流量为70 m3/h，海水盐度为43 g/kg的条件下，分析蒸发器2工作压力变化的影响。系统净输出功率和效率随蒸发器2工作压力的变化如图5-11（a）所示。随着蒸发器2工作压力的增大，净输出功率和效率先增大后减小，存在一个优化的蒸发器2工作压力使系统的净输出功率和效率最大。年均资金成本随蒸发器2工作压力的变化如图5-11（b）所示。随着蒸发器2工作压力的增大，年均资金成本也逐渐升高，但仍然存在一个优化的蒸发器2工作压力使单位发电成本和单位体积淡水资金成本最低。

ORC系统总成本随蒸发器1和2工作压力的变化如图5-12（a）所示，当蒸发器2工作压力较低时，随着蒸发器1工作压力的增加ORC系统总成本升高，当蒸发器2工作压力较高时，随着蒸发器1工作压力的增加ORC系统总成本稍有下降。当蒸发器1工作压力一定时，存在一个最佳的蒸发器2工作压力使ORC系统总成本最低。海水盐度和新鲜淡水流量对ORC系统总成本的影响如图5-12（b）所示。随着海水盐度或新鲜淡水流量的增加，ORC系统总成本均出现明显增大。随着新鲜淡水流量的增加，脱盐系统的高压泵耗功增加，使ORC系统的净输出功率减小，导致ORC系统总成本升高。同样地，海水盐度的增加也会导致高压泵耗功增大，使得ORC系统总成本升高。

图5-10　蒸发器1工作压力对系统热力学性能和经济性的影响［15］

图5-11　蒸发器2工作压力对系统热力学性能和经济性的影响［15］

图5-12　ORC系统总成本随工作参数的变化［15］

（a）蒸发器1和2工作压力；（b）海水盐度和新鲜淡水流量