有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)設(shè)計及實驗研究

(1 上海理工大學(xué)制冷及低溫工程研究所 上海 200093;2 住房和城鄉(xiāng)建設(shè)部科技與產(chǎn)業(yè)化發(fā)展中心 北京 100044)

近年來，隨著人們對全球生態(tài)環(huán)境及能源問題的關(guān)注，各國政府和相關(guān)能源研究部門開始重視新能源的開發(fā)與利用，尤其高度重視有機朗肯循環(huán)(ORC)發(fā)電技術(shù)的研究與應(yīng)用，并取得了一定的成果。美國、日本、德國及法國等發(fā)達國家已經(jīng)有眾多低溫余熱發(fā)電機組，機組容量最大已達幾十兆瓦[1]。與國外相比，國內(nèi)對ORC發(fā)電系統(tǒng)的研究起步較晚，技術(shù)相對不成熟，仍處于研究探索階段。目前，主要從以下幾個方面對ORC技術(shù)進行研究：技術(shù)經(jīng)濟的市場調(diào)查[2-3]、工質(zhì)的選擇[4-6]、最優(yōu)控制策略模型[7]、準(zhǔn)動力模型[8]及樣機測試[9-10]等。

ORC在中低溫?zé)嵩瓷暇哂袕V泛的應(yīng)用，如太陽能、地?zé)崮堋⒊毕?、生物質(zhì)能、電廠廢熱、以及工業(yè)余熱等，極大地激發(fā)了研究者的興趣。B. R. Fu等[11]以R245fa為工質(zhì)，向心透平為膨脹機，建立了一套250 kW變熱源溫度的有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)，系統(tǒng)分析熱源溫度對傳熱性能和系統(tǒng)特性的影響。研究發(fā)現(xiàn)：蒸發(fā)溫度的上升速率幾乎與熱源的進口溫度一致；熱源進口溫度越高預(yù)熱器的傳熱性能越好，可減小蒸發(fā)器面積；伴隨著熱源進口溫度的上升，系統(tǒng)的凈輸出功與熱效率也線性上升，但該裝置的凈輸出功為243 kW，略低于設(shè)計工況(熱效率為9.5%)。Miao Zheng等[12]以R123為工質(zhì)，利用渦旋式膨脹機，建立低溫有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)，研究不同熱源溫度(140 ℃和160 ℃)的系統(tǒng)運行特性。研究發(fā)現(xiàn)：ORC系統(tǒng)的運行特性由工質(zhì)質(zhì)量流量和外部負載決定；熱源溫度越高，凈輸出功越大，但系統(tǒng)熱效率降低(熱源溫度為140 ℃和160 ℃，凈輸出功分別為2.35 kW和3.25 kW，熱效率為6.39%和5.12%)。B. Peris等[13]以R245fa為工質(zhì)，利用渦旋式膨脹機，以天然氣鍋爐模擬熱源，建立有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)，獲得最大的總電效率為12.32%(熱源溫度為155 ℃)。魏莉莉[14]以R142b為工質(zhì)，設(shè)計了螺桿膨脹ORC實驗系統(tǒng)，并通過實驗驗證了該系統(tǒng)的可行性，只是系統(tǒng)效率需進一步提高。魏新利等[15]對自主設(shè)計的ORC發(fā)電系統(tǒng)進行了實驗研究，結(jié)果表明蒸發(fā)器的不可逆損失最大。江龍等[16]以低溫?zé)嵴魵鈦砟M廢熱作為有機朗肯循環(huán)(ORC)的熱源，利用渦旋膨脹機建立了以R134a為制冷劑的有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)。通過EES(engineering equation solver)軟件對ORC系統(tǒng)進行了數(shù)學(xué)建模，并將實驗與模擬結(jié)果進行了比較。結(jié)果顯示：當(dāng)系統(tǒng)壓力較低時，系統(tǒng)的不可逆程度較大，系統(tǒng)效率會有較大損失。

1 預(yù)熱器；2 蒸發(fā)器；3 過熱器；4 向心透平；5 冷凝器；6 儲液罐；7 干燥過濾器；8 視液鏡；9 制冷劑泵；10 凝結(jié)水箱；11 冷卻水泵；12 發(fā)電機；13 散熱水泵；14 減壓閥；15 水泵；16 蒸汽調(diào)節(jié)閥；17 旁通閥；18 散熱水箱；19 散熱器；20 電加熱；21 干燥過濾器。圖1 低溫余熱ORC發(fā)電實驗系統(tǒng)設(shè)計Fig.1 Design of low temperature waste heat ORC power generation system

相關(guān)學(xué)者從不同角度對ORC系統(tǒng)進行了分析研究，但研究與實際應(yīng)用的脫節(jié)，使ORC發(fā)電技術(shù)并沒有很大突破。當(dāng)前的ORC系統(tǒng)主要是以螺桿、渦旋及大功率的透平作為膨脹機，在小功率的向心透平如50 kW以下的研究較少，且設(shè)計、制造方面主要是以空壓機為原型來設(shè)計向心透平，達不到應(yīng)用的要求。今后，需在理論、實驗研究和實際應(yīng)用之間建立好橋梁，使更多的研究對生產(chǎn)應(yīng)用起到真正意義上的指導(dǎo)作用。

1 實驗裝置及設(shè)計

目前，對中高溫余熱熱源(150 ℃以上)的ORC發(fā)電系統(tǒng)研究已較為成熟。由于中高溫余熱熱源溫度較高，實現(xiàn)熱量的高效回收較為容易。相比于中高溫?zé)嵩矗蜏責(zé)嵩吹臏囟容^低，高效回收有一定的難度。目前對于低溫?zé)嵩碠RC發(fā)電系統(tǒng)效率的提高仍未有較好的解決方案，實驗研究也相對較少。為了更加深入的研究影響低溫?zé)嵩碠RC發(fā)電系統(tǒng)性能的因素，搭建以90～150 ℃的低溫工業(yè)余熱為熱源的ORC發(fā)電系統(tǒng)實驗平臺，以實現(xiàn)20 kW發(fā)電功率的輸出為目標(biāo)，并可實現(xiàn)蒸發(fā)溫度在85～145 ℃、冷凝溫度在35～45 ℃的變工況實驗。

根據(jù)ORC的理論建模及熱力分析，選取有機工質(zhì)R245fa為系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)，并在原有簡單的理論循環(huán)系統(tǒng)基礎(chǔ)上加入了預(yù)熱裝置和過熱裝置，并以鍋爐蒸氣模擬工業(yè)余熱給系統(tǒng)提供熱量。

實驗系統(tǒng)設(shè)計與實驗裝置分別如圖1和圖2所示，主要部件有：蒸發(fā)器、過熱器、膨脹機、冷凝器、儲液罐、工質(zhì)泵和預(yù)熱器、干燥過濾器、電加熱負載以及參數(shù)測量等輔助設(shè)備。根據(jù)系統(tǒng)中流體的種類可將循環(huán)分成三部分：工質(zhì)側(cè)循環(huán)、熱源側(cè)(鍋爐蒸汽)循環(huán)和冷源側(cè)(冷卻水)循環(huán)。表1所示為實驗儀器測量范圍及誤差。

圖2 低溫余熱ORC發(fā)電系統(tǒng)實驗裝置Fig.2 Experimental device of low temperature waste heat ORC power generation system

表1 實驗參數(shù)范圍

1)工質(zhì)側(cè)循環(huán)。工質(zhì)在蒸發(fā)器中吸收蒸氣的熱量蒸發(fā)為高壓有機工質(zhì)蒸氣，經(jīng)過過熱器過熱后進入膨脹機；高溫高壓的有機工質(zhì)蒸氣推動膨脹機葉輪做功，進而驅(qū)動發(fā)電機輸出電功率；完成做功后的乏氣直接進入冷凝器與冷卻水換熱，低溫低壓的液態(tài)有機工質(zhì)從冷凝器中流出進入儲液罐，多余的工質(zhì)將儲存在儲液罐中，以供循環(huán)系統(tǒng)流量調(diào)節(jié)時備用；從儲液罐出來的液體有機工質(zhì)首先經(jīng)過干燥過濾器，濾掉液體中雜質(zhì)后再由工質(zhì)泵加壓送入預(yù)熱器；經(jīng)過預(yù)熱后的工質(zhì)再次進入蒸發(fā)器從而完成整個循環(huán)，并開始下一個循環(huán)。

2)熱源側(cè)(鍋爐蒸汽)循環(huán)。系統(tǒng)熱源采用鍋爐提供的水蒸氣，為充分利用熱源的熱量，高溫水蒸氣先分成兩部分，一部分進入過熱器，另一部分直接進入蒸發(fā)器，在過熱器與蒸發(fā)器中放熱后，兩部分水蒸氣再次混合，一起進入預(yù)熱器繼續(xù)與溫度較低的工質(zhì)進行換熱；水蒸氣經(jīng)過預(yù)熱器進入凝結(jié)水箱，凝結(jié)為液態(tài)水，通過回水管道再回到鍋爐完成蒸汽循環(huán)。

3)冷源側(cè)(冷卻水)循環(huán)。本實驗臺冷卻水由實驗臺屋頂冷卻塔提供。通過冷卻水泵將冷卻水加壓送入冷凝器與工質(zhì)進行換熱，吸收工質(zhì)熱量后，冷卻水溫度升高，回到冷卻塔放熱后再次進入冷凝器，如此不斷進行循環(huán)。

2 膨脹機性能測試

在整個ORC系統(tǒng)中，膨脹機是實現(xiàn)電能輸出的關(guān)鍵設(shè)備，其性能直接影響輸出功率的多少。評價膨脹機性能的主要參數(shù)：膨脹機轉(zhuǎn)速、膨脹功、發(fā)電量、發(fā)電效率等。影響膨脹機性能的主要因素是膨脹機進出口溫度及壓力。一般情況下，膨脹機出口壓力和溫度隨進口壓力和溫度的升高而升高，且進口溫度和壓力越大，透平膨脹機轉(zhuǎn)速越高，進出口溫差、焓差越大，即做功越多。由于膨脹機入口溫度由蒸發(fā)溫度決定，蒸發(fā)溫度加5 ℃過熱度即為膨脹機入口溫度，因此，蒸發(fā)溫度是影響膨脹機性能的主要因素。

實驗過程中，保持冷凝溫度為35 ℃，通過調(diào)節(jié)膨脹機進口壓力來設(shè)置不同的蒸發(fā)溫度值，膨脹機進口壓力在0.697～0.789 MPa變化時，對應(yīng)的蒸發(fā)溫度變化為76～84 ℃。隨著蒸發(fā)溫度的升高，膨脹機轉(zhuǎn)速變化趨勢如圖3所示。

圖3 膨脹機轉(zhuǎn)速隨蒸發(fā)溫度變化趨勢Fig.3 Variation of expander revolving speed with evaporation temperature

由圖3可知，隨著蒸發(fā)溫度的升高，膨脹機轉(zhuǎn)速逐漸增大，原因是蒸發(fā)溫度的升高使膨脹機入口溫度也逐漸升高。當(dāng)蒸發(fā)溫度從76 ℃升高到84 ℃時，膨脹機轉(zhuǎn)速從7 850 r/min增至8 565 r/min，約增大了9.11%。

此外，膨脹機輸出電功率是膨脹機最主要的性能參數(shù)，通過測出的膨脹機進出口焓值及工質(zhì)流量即可算出膨脹機的膨脹功，發(fā)電量可直接測量。發(fā)電量與膨脹機膨脹功的比值即為膨脹機的發(fā)電效率：

(1)

式中：W為膨脹機的發(fā)電量，kW；ηelec為膨脹機發(fā)電效率；Ws為膨脹機的膨脹功，kW。

膨脹機的膨脹功、發(fā)電量及膨脹機發(fā)電效率隨蒸發(fā)溫度的變化如圖4所示。

圖4 膨脹機性能曲線Fig.4 Expander performance curve

由圖4可知，膨脹機的膨脹功與發(fā)電量均隨蒸發(fā)溫度的升高而逐漸增大。其中，膨脹機膨脹功最小值為8.74 kW，最大值為10 kW；發(fā)電量最小為6.53 kW，最大為8.2 kW。由于透平膨脹機內(nèi)部存在摩擦、進氣和漏氣損失等不可逆損失，因此發(fā)電量均小于膨脹功。膨脹機發(fā)電效率曲線隨蒸發(fā)溫度的升高也呈逐漸增大的趨勢，最高發(fā)電效率為80.6%。主要是因為隨蒸發(fā)溫度的升高，膨脹機入口溫度升高，膨脹機轉(zhuǎn)速增大，使工質(zhì)的熱能轉(zhuǎn)化為機械能的部分增多，提高了發(fā)電效率。因此，蒸發(fā)溫度是影響膨脹機性能的主要因素，可適當(dāng)增加膨脹機入口壓力，進而提高蒸發(fā)溫度，增大膨脹機轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)輸出更大的發(fā)電功率。

3 ORC系統(tǒng)性能測試

對整個ORC發(fā)電系統(tǒng)而言，主要的性能評價指標(biāo)有：循環(huán)凈功、熱效率、不可逆損失以及效率等。主要影響因素包括：蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、過熱度和過冷度。本文通過實驗來討論蒸發(fā)溫度對循環(huán)凈功、熱效率、不可逆損失以及效率的影響。

Qe=mf(h1-h6)

(2)

式中：Qe為工質(zhì)從熱源側(cè)吸收的熱量，kW；mf為工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；h1、h6分別為工質(zhì)在蒸發(fā)器進、出口的焓值，kJ/kg。

(3)

式中：η為熱效率；Wnet為循環(huán)凈功，kW。

(4)

(5)

Iexp=mfT0(s2-s1)

(6)

式中：s1、s2分別為膨脹機進口和出口工質(zhì)的熵，kJ/(kg·K)。

Ip=mfT0(s6-s5)

(7)

式中：s6為蒸發(fā)器進口工質(zhì)的熵，kJ/(kg·K)。

(8)

(9)

式中：ηe為效率；Wnet為系統(tǒng)循環(huán)凈功，kW。

3.1 蒸發(fā)溫度對循環(huán)凈功和熱效率的影響

實驗系統(tǒng)中除發(fā)電系統(tǒng)透平膨脹機以外，還有消耗功的設(shè)備，主要是工質(zhì)泵和冷卻水泵，循環(huán)凈功需減去泵的功耗，可得循環(huán)凈功和熱效率。循環(huán)凈功和吸熱量及熱效率隨蒸發(fā)溫度的變化趨勢分別如圖5、圖6所示。

圖5 循環(huán)凈功與吸熱量隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.5 Variations of the cycle net power and heat with evaporation temperature

圖6 熱效率隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.6 Variation of thermal efficiency with evaporation temperature

由圖5可知，當(dāng)R245fa蒸發(fā)溫度低于85 ℃時，隨著蒸發(fā)溫度的升高，循環(huán)凈功逐漸增大。當(dāng)蒸發(fā)溫度為84 ℃時，循環(huán)凈功增加了31.05 kW，增加幅度為33.9%。此外，由于實驗工況的蒸發(fā)溫度較低，熱源溫度較高，窄點溫差的限制不予考慮，因此吸熱量隨蒸發(fā)溫度的升高也呈增大趨勢。

由圖6可知，當(dāng)蒸發(fā)溫度由76 ℃升高到84 ℃時，熱效率也逐漸升高。通過蒸發(fā)溫度為84 ℃和76 ℃時的熱效率，可計算得出熱效率增加了26.7%。熱效率是由循環(huán)凈功和熱源放熱量共同決定的。雖然循環(huán)凈功隨蒸發(fā)溫度的變化趨勢較為復(fù)雜，但熱效率隨蒸發(fā)溫度是逐漸上升的。這主要因為隨著蒸發(fā)溫度升高，熱源放熱量的減小幅度比循環(huán)凈功更大，以R245fa為例，當(dāng)蒸發(fā)溫度從90 ℃上升到120 ℃時，熱源放熱量減小了45%，而循環(huán)凈功僅減少了26%，因此熱效率仍呈增大趨勢。從能量品位角度考慮，提高蒸發(fā)溫度相當(dāng)于提高了輸入系統(tǒng)能量的品位，熱效率也相應(yīng)提高。由于當(dāng)前測試工況的蒸發(fā)溫度偏低，與設(shè)計值相差較大，因此熱效率較低，最大值約為1.5%。如果提高蒸發(fā)溫度，熱效率將繼續(xù)增大。

3.2 蒸發(fā)溫度對不可逆損失和效率的影響

當(dāng)保持熱源入口溫度為143 ℃，冷源入口溫度為22 ℃時，不可逆損失與效率隨蒸發(fā)溫度的升高均呈增大趨勢，如圖7所示。當(dāng)蒸發(fā)溫度升高8 ℃(蒸發(fā)壓力也升高)，制冷劑流量增加，蒸發(fā)器換熱量增大，不可逆損失增加了5.54 kW，增加了15.4%；效率增加了27%。說明隨蒸發(fā)溫度的升高，效率增加的更多，因此，升高蒸發(fā)溫度可有效提高效率。

圖7 不可逆損失和效率隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.7 Variations of the irreversible loss and the exergy efficiency with evaporation temperature

4 結(jié)論

本文建立有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)實驗裝置，當(dāng)熱源溫度不變，蒸發(fā)溫度上升時，實驗研究了蒸發(fā)溫度對膨脹機性能和系統(tǒng)性能的影響，得出以下結(jié)論：

1)在膨脹機中，膨脹機入口溫度對其性能有較大影響，而膨脹機入口溫度又由蒸發(fā)溫度決定。當(dāng)膨脹機進口壓力在0.697～0.789 MPa變化時，對應(yīng)的蒸發(fā)溫度從76 ℃升高到84 ℃，此時膨脹機轉(zhuǎn)速從7 850 r/min增大到8 565 r/min，增大約9.11%；膨脹機的理想輸出功率和實際輸出功率分別增大1.26 kW、1.67 kW，且由于膨脹機內(nèi)部存在不可逆損失，在整個溫度區(qū)間內(nèi)實際輸出功率均小于理想輸出功率；此外，隨蒸發(fā)溫度的升高，膨脹機入口溫度升高，膨脹機轉(zhuǎn)速增大，使工質(zhì)的熱能轉(zhuǎn)化為機械能的部分增多，膨脹機等熵效率也逐漸增大，最高等熵效率為80.6%。

2)當(dāng)蒸發(fā)溫度在76～84 ℃變化時，蒸發(fā)溫度升高8 ℃(蒸發(fā)壓力也升高)，制冷劑流量增加，蒸發(fā)器換熱量增大，故系統(tǒng)的循環(huán)凈功、吸熱量、熱效率、不可逆損失及效率均呈增大趨勢(分別增大了33.9%、26.7%、15.4%及27%)。在該溫區(qū)，提高蒸發(fā)溫度，可有效的提高系統(tǒng)的熱效率與效率。

本文受上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室項目(13DZ2260900)、博士啟動經(jīng)費項目(1D-16-301-007)及高校教師培訓(xùn)培養(yǎng)項目(10-17-301-803)資助。(The project was supported by Shanghai Key Laboratory of Multiphase Flow and Heat Transfer of Power Engineering (No.13DZ2260900)，Doctor Start Funding (No.1D-16-301-007) and University Teacher Training (No.10-17-301-803).)

[1] 王大彪, 段捷, 胡哺松, 等.有機朗肯循環(huán)發(fā)電技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀[J]. 節(jié)能技術(shù), 2015, 33(3)：235-242. (WANG Dabiao, DUAN Jie, HU Busong, et al. Status of organic Rankine cycle power generation technology[J]. Energy Conservation Technology, 2015, 33(3):235-242.)

[2] QUOILIN S, BROEK M V D, DECLAYE S, et al. Techno-economic survey of organic Rankine cycle (ORC) systems[J]. Renewable & Sustainable Energy Reviews, 2013, 22:168-186.

[3] VELEZ F, SEGOVIA J J, MARTIN M C, et al. A technical, economical and market review of organic Rankine cycles for the conversion of low-grade heat for power generation[J]. Renewable & Sustainable Energy Reviews, 2012, 16(6):4175-4189.

[4] BAO Junjiang, ZHAO Li. A review of working fluid and expander selections for organic Rankine cycle[J]. Renewable & Sustainable Energy Reviews, 2013, 24:325-342.

[5] MICHELI D, PINAMONTI P, RRINI M, et al. Performance analysis and working fluid optimization of a cogenerative organic rankine cycle plant[J].Journal of Energy Resource Technology, 2013, 135(2): 021601.

[6] RAYEGAN Y, TAO Y X. A procedure to select working fluids for solar organic Rankine cycles (ORCs)[J]. Renewable Energy, 2011, 36(2):659-670.

[7] MANENTE G, TOFFOLO A, LAZZARETTO A, et al. An organic Rankine cycle off design model for the search of the optimal control strategy[J]. Energy, 2013, 58: 97-106.

[8] BAMGBOPA M O, UZGOREN E. Quasi-dynamic model for an organic Rankine cycle[J]. Energy Conversion & Management, 2013, 72: 117-124.

[9] LEE Y R, KUO C R, LIU C H, et al. Dynamic response of a 50 kW organic Rankine cycle system in association with evaporators[J]. Energies, 2014, 7(4): 2436-2448.

[10] LEE Y R, KUO C R, WANG C C. Transient response of a 50 kW organic Rankine cycle system[J]. Energy, 2012, 48(1): 532-538.

[11] FU B R, HSU S W, LEE Y R, et al. Effect of off-design heat source temperature on heat transfer characteristics and system performance of a 250-kW organic Rankine cycle system[J]. Applied Thermal Engineering, 2014, 70(1):7-12.

[12] MIAO Zheng, XU Jinliang, YANG Xufei, et al. Operation and performance of a low temperature organic Rankine cycle[J].Applied Thermal Engineering, 2015, 75:1065-1075.

[13] PERIS B, NAVARRO-ESBRI J, MOLES F, et al. Performance evaluation of an organic Rankine cycle (ORC) for power applications from low grade heat sources[J]. Applied Thermal Engineering, 2014, 75:763-769.

[14] 魏莉莉. 以R142b為工質(zhì)的有機朗肯循環(huán)低溫發(fā)電系統(tǒng)研究[J]. 低溫工程, 2016(4)：61-68. (WEI Lili. Experimental study of R142b in low-temperature energy conversion system based on organic Rankine cycle[J]. Cryogenics, 2016(4):61-68.)

[15] 魏新利, 李明輝, 馬新靈, 等. 有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)的實驗研究和性能分析[J]. 鄭州大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版), 2016, 37(2): 73-76. (WEI Xinli, LI Minghui, MA Xinling, et al. Experimental investigation and performance analysis of organic Rankine cycle system[J]. Journal of Zhengzhou University (Engineering Science), 2016, 37(2): 73-76.)

[16] 江龍，GROLL E A.有機朗肯循環(huán)的發(fā)電系統(tǒng)的實驗研究[J]. 制冷學(xué)報, 2012, 33(1): 18-21. (JIANG Long, GROLL E A. Study on organic Rankine cycle and experiment of geothermal power generation[J]. Journal of Refrigeration, 2012, 33(1): 18-21.