柴油機排氣余熱有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)工質(zhì)選擇

柴俊霖，田瑞，楊富斌，張紅光，吉平

(1.內(nèi)蒙古工業(yè)大學能源與動力工程學院，內(nèi)蒙古 呼和浩特 010051；2.北京工業(yè)大學環(huán)境與能源工程學院，北京 100124)

從目前車用柴油機的能量平衡來看，柴油燃燒所產(chǎn)生的總能量只有30%～45%用于動力輸出，通過排氣散失到大氣中的能量占到30%～40%[1]。排氣余熱與動力輸出能量基本相當，存在大量的能量損失，同時對環(huán)境也造成了一定危害。排氣余熱回收利用技術(shù)具有巨大的節(jié)能減排潛力，而其中的有機朗肯循環(huán)(Organic Rankine Cycle，ORC)技術(shù)以較高的回收效率、較好的穩(wěn)定性及靈活性，得到了廣泛應用[2-3]。

ORC技術(shù)就是利用有機工質(zhì)吸收低品位余熱能量，通過工質(zhì)在系統(tǒng)部件間的循環(huán)流動、狀態(tài)改變，實現(xiàn)熱電轉(zhuǎn)換的技術(shù)。有機工質(zhì)是ORC系統(tǒng)能量轉(zhuǎn)換的載體，不僅影響系統(tǒng)的熱力學性能，還對系統(tǒng)的部件設計選型、安全性、環(huán)保性、穩(wěn)定性和經(jīng)濟性等產(chǎn)生重要影響。目前對于車用發(fā)動機排氣余熱回收ORC系統(tǒng)的適用工質(zhì)也開展了一定的研究工作。Yang等[4]針對一臺車用柴油機的排氣余熱能，計算了采用8種非共沸混合工質(zhì)的ORC系統(tǒng)性能，指出R402B的性能最優(yōu)；Song等[5]采用雙ORC系統(tǒng)回收發(fā)動機余熱能量，其中高溫循環(huán)用于回收發(fā)動機的排氣余熱能量，分析了采用環(huán)已烷、苯和甲苯的高溫循環(huán)的熱力學性能，結(jié)果表明，在排氣出口溫度變化下，3種工質(zhì)中環(huán)已烷高溫循環(huán)的最大凈輸出功率可達到64 kW。但上述研究未對所分析工質(zhì)進行寬范圍、深入的分析篩選，工質(zhì)的系統(tǒng)經(jīng)濟性能分析也未涉及。戴曉業(yè)等[6]針對內(nèi)燃機余熱有機朗肯循環(huán)的特點，提出工質(zhì)篩選條件，分析工質(zhì)臨界溫度和分子復雜度對總凈功量、熱效率(系統(tǒng)性能指標)和膨脹機的膨脹比與尺寸參數(shù)(系統(tǒng)成本指標)的影響，結(jié)果表明，在7種備選工質(zhì)中R1233zd(E)是最佳選擇，但研究未對內(nèi)燃機全工況范圍內(nèi)余熱有機朗肯循環(huán)性能進行分析，且只以膨脹機特性來評價系統(tǒng)成本。

本研究基于一臺車用柴油機臺架試驗的測試結(jié)果，研究變工況下柴油機的余熱能分布特性；根據(jù)柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)的工作特點，分析有機工質(zhì)初選滿足的條件，通過層層篩選從134種有機工質(zhì)中初選了8種工質(zhì)；對比分析在柴油機變工況下8種工質(zhì)對ORC系統(tǒng)熱力學性能和經(jīng)濟性能的影響，確定柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)適用的工質(zhì)。

1 ORC系統(tǒng)分析模型

圖1示出柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)的工作原理。液態(tài)有機工質(zhì)經(jīng)工質(zhì)泵加壓，從儲液罐進入蒸發(fā)器，吸收柴油機排氣余熱能量變成高焓的蒸氣，隨后進入膨脹機中膨脹，帶動發(fā)電機輸出電能，膨脹后的乏氣經(jīng)冷凝器放熱后流回儲液罐，完成一次工作循環(huán)。柴油機排氣是系統(tǒng)處理的目標熱源，冷卻水是保證系統(tǒng)正常工作的冷源。

圖1 柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)工作原理

1.1 熱力學分析模型

圖2示出ORC系統(tǒng)工作過程對應的溫熵圖(以純有機工質(zhì)為例)。

圖2 柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)溫熵圖

系統(tǒng)的熱力學分析模型如下。

實際加壓過程(1-2)：

等壓吸熱過程(2-3)：

實際膨脹過程(3-4)：

等壓冷凝過程(4-1)：

為了對有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)的性能進行評價，選取以下參數(shù)進行研究。

系統(tǒng)熱效率：

系統(tǒng)凈輸出功率：

系統(tǒng)總凈輸出功率：

系統(tǒng)最大凈輸出功率：

系統(tǒng)平均凈輸出功率：

本研究中對熱力學分析模型作如下假設：系統(tǒng)均在穩(wěn)定狀態(tài)下運行；忽略管路內(nèi)的壓力損失和散熱損失；工質(zhì)泵等熵效率 為80%[7-8]；蒸發(fā)器換熱效率為60%[9]；蒸發(fā)壓力在1.4～3.0 MPa之間變化，步長為0.1 MPa；膨脹機膨脹比為3.5；過熱度為10 K；膨脹機等熵效率 為60%[10]；有機工質(zhì)在冷凝器中放熱后轉(zhuǎn)變?yōu)轱柡鸵后w。

1.2 經(jīng)濟性分析模型

本研究選取系統(tǒng)初期投資成本Ctot2017和單位能量產(chǎn)出成本(LEC)評價ORC系統(tǒng)經(jīng)濟性能。

系統(tǒng)初期投資成本Ctot2017可利用化學廠成本指數(shù)(CEPCI)由2001年的系統(tǒng)初期投資成本Ctot2001計算得到：

式中：CEPCI2017=567.5[11]；CEPCI2001=394[12]。

系統(tǒng)初期投資成本為ORC系統(tǒng)各部件的投資費用之和。在系統(tǒng)中換熱器的投資費用占到系統(tǒng)總投資費用的80%～90%[13-14]，因此，總投資費用也可近似表示為

Ctot2001=k∑CHX=k(CEV+CC)。

式中：k為修正系數(shù)，取為1.25；CHX為換熱器的投資費用；CEV，CC分別為蒸發(fā)器、冷凝器的投資費用。

換熱器的投資費用CHX的計算式為

表1 經(jīng)濟性分析模型中常數(shù)的取值

單位能量產(chǎn)出成本(LEC)簡化表達式[16]為

式中：CRF為投資回收因子；COM為系統(tǒng)運行維護成本，取為Ctot2007的1.5%；top為系統(tǒng)年運行時間，取為5 000 h。

投資回收因子(CRF)可參考文獻[17]，關系式為

式中：i為利息率，取為5%；LTpl為系統(tǒng)使用壽命，取為15年。

2 柴油機變工況下排氣余熱能分析

為了確定柴油機變工況下ORC系統(tǒng)的適用工質(zhì)，選用一臺濰柴WP10.336NCB增壓中冷直列6缸四沖程柴油機為臺架試驗對象，對柴油機排氣溫度、油耗量和空氣進氣量等參數(shù)進行測試。試驗過程中柴油機轉(zhuǎn)速在600～2 200 r/min之間變化，間隔為100 r/min，最大扭矩為1 600 N·m。

圖3示出柴油機變工況下渦輪機出口后測得的排氣溫度的變化。由圖3可以看出，柴油機排氣溫度在130～545.8 ℃之間，變化范圍大，200 ℃以上的中高溫范圍占比超過80%。

忽略柴油機的漏氣損失，根據(jù)質(zhì)量守恒定律，柴油機排氣質(zhì)量流量等于油耗量與空氣進氣量之和，由此可得柴油機變工況下排氣質(zhì)量流量變化情況(見圖4)。由圖4可以看出，隨著柴油機扭矩和轉(zhuǎn)速的增加，柴油機排氣質(zhì)量流量逐漸增加，其最大值為0.48 kg/s。

圖3 柴油機排氣溫度

圖4 柴油機排氣質(zhì)量流量

圖5示出變工況下柴油機最大可用排氣能量的變化。由圖5可以看出，柴油機最大可用排氣能量隨柴油機扭矩和轉(zhuǎn)速的增加而增加，在柴油機標定工況點達到最大值，238.4 kW。

圖5 柴油機最大可用排氣能量

3 有機工質(zhì)的初選

3.1 初選條件

考慮用于柴油機排氣余熱ORC系統(tǒng)的工作環(huán)境特點，以保證整個系統(tǒng)安全、環(huán)保、穩(wěn)定可靠運行，確定有機工質(zhì)初選的條件。

1) 為了保護人員健康安全，應選擇無毒性或低毒性、不易燃的工質(zhì)；有機工質(zhì)選擇時，其安全分組類型應為A1[18]。

2) 汽車保有量大，工質(zhì)的環(huán)保性不容忽視。有機工質(zhì)選擇時，臭氧層破壞潛值(ozone depletion potential，ODP)應為0，全球變暖潛值(global warming potential，GWP100yr)小于3 000。

3) 為了保證系統(tǒng)的效率和壽命，有機工質(zhì)應具有較好的熱穩(wěn)定性和化學穩(wěn)定性。

4) 為了保證系統(tǒng)冷凝器工程操作和設計選型的可行性，有機工質(zhì)的系統(tǒng)冷凝壓力應高于大氣壓力，系統(tǒng)冷凝溫度應不低于20 ℃。

3.2 確定初選工質(zhì)

依據(jù)上述前3個條件，對ANSI/ASHRAE Standard 34—2013[18]中列出的134種有機工質(zhì)逐一篩選，選出24種有機工質(zhì)，并對選出工質(zhì)的系統(tǒng)冷凝壓力和冷凝溫度進行分析。

ORC系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力與膨脹比確定后，系統(tǒng)冷凝壓力就可確定，由上述熱力學分析模型假設可得，系統(tǒng)冷凝壓力最小為0.4 MPa，高于大氣壓力，滿足系統(tǒng)要求。

圖6示出24種有機工質(zhì)系統(tǒng)冷凝溫度隨蒸發(fā)壓力的變化。參考文獻[19-20]，系統(tǒng)冷凝溫度應不低于20 ℃(冷卻水溫度平均在15 ℃左右，冷凝溫度與冷卻水溫度窄點溫差約為5 ℃)，圖中用橫線表示20 ℃的溫度線。從圖6可以看出，24種有機工質(zhì)中只有R134a，R417A，R417C，R420A，R423A，R425A，R426A和R437A共8種工質(zhì)滿足系統(tǒng)冷凝溫度條件，而且僅在一定蒸發(fā)壓力范圍內(nèi)滿足條件。8種初選有機工質(zhì)的特性參數(shù)及其系統(tǒng)蒸發(fā)壓力范圍見表2。

圖6 24種有機工質(zhì)系統(tǒng)冷凝溫度隨蒸發(fā)壓力的變化

表2 8種初選有機工質(zhì)的特性參數(shù)和蒸發(fā)壓力范圍

4 計算結(jié)果及分析

4.1 熱力學性能計算結(jié)果及分析

由系統(tǒng)熱效率計算公式可知，系統(tǒng)熱效率只與系統(tǒng)狀態(tài)參數(shù)和工質(zhì)泵及膨脹機的等熵效率有關，與柴油機工況變化無關。8種有機工質(zhì)系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)壓力的變化見圖7?？梢钥闯觯诟鞣N工質(zhì)的蒸發(fā)壓力范圍內(nèi)，系統(tǒng)熱效率均隨蒸發(fā)壓力的增加而減小，均存在最優(yōu)蒸發(fā)壓力；R420A在最優(yōu)蒸發(fā)壓力1.9 MPa時，系統(tǒng)熱效率達到最大，為6.83%。

圖7 8種有機工質(zhì)系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)壓力的變化

系統(tǒng)凈輸出功率可轉(zhuǎn)化表達為

式中：ε為蒸發(fā)器換熱效率。

由上式可知，不同的工質(zhì)在一定的蒸發(fā)壓力下，系統(tǒng)熱效率確定時，系統(tǒng)凈輸出功率與柴油機最大可用排氣能量應具有相同的變化規(guī)律。因此，以R420A在蒸發(fā)壓力1.9 MPa時的狀態(tài)分析系統(tǒng)凈輸出功率的變化情況(見圖8)。由圖8可以看出，系統(tǒng)凈輸出功率與柴油機最大可用排氣能量一樣，都隨著柴油機扭矩和轉(zhuǎn)速的增加而增加，在柴油機標定工況點達到最大值。

圖8 柴油機變工況下系統(tǒng)凈輸出功率的變化

圖9 8種有機工質(zhì)的系統(tǒng)凈輸出功率

4.2 經(jīng)濟性能計算結(jié)果及分析

由CHX計算公式和表1可知，系統(tǒng)經(jīng)濟性計算與換熱器壓力無關，因此以8種有機工質(zhì)最優(yōu)蒸發(fā)壓力狀態(tài)點進行計算。同時為了滿足換熱器在柴油機全工況范圍內(nèi)的換熱面積，還應以柴油機標定工況點進行系統(tǒng)經(jīng)濟性能計算。采用8種有機工質(zhì)的系統(tǒng)成本見表3。

表3 8種有機工質(zhì)的系統(tǒng)成本

從表3可以看出，系統(tǒng)初期投資成本Ctot2017中冷凝器的投資成本占比較大，蒸發(fā)器的投資成本占比較??；在熱源和冷源相同的情況下，系統(tǒng)初期投資成本Ctot2017由小到大的有機工質(zhì)的順序依次為R417A，R437A，R420A，R425A，R134a，R417C，R426A，R423A；R420A的單位能量產(chǎn)出成本(LEC)最少，為0.719 2 $/(kW·h)。

5 結(jié)論

a) 在篩選出8種有機工質(zhì)的蒸發(fā)壓力范圍內(nèi)，系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)壓力的增加而減小，確定了每種工質(zhì)的最優(yōu)蒸發(fā)壓力，其中R420A在最優(yōu)蒸發(fā)壓力為1.9 MPa時系統(tǒng)熱效率最大，為6.83%；

b) 在柴油機變工況下，8種有機工質(zhì)的系統(tǒng)凈輸出功率與柴油機最大可用排氣能量變化規(guī)律相同，隨著柴油機扭矩和轉(zhuǎn)速的增加而增加，在柴油機標定工況點達到最大值； 8種有機工質(zhì)中R420A的系統(tǒng)總凈輸出功率、系統(tǒng)最大凈輸出功率和系統(tǒng)平均凈輸出功率均高于其他工質(zhì)；

c) R420A的系統(tǒng)初期投資成本Ctot2017較少，僅次于R417A和R437A，但其單位能量產(chǎn)出成本(LEC)最少；

d) 從有機工質(zhì)的基本特性出發(fā)，結(jié)合柴油機余熱ORC系統(tǒng)的熱力學性能和經(jīng)濟性能，確定R420A為柴油機排氣余熱有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)的適用工質(zhì)。