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論文導(dǎo)讀:：圖1為中溫有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)示意圖。中溫有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)介紹。
論文關(guān)鍵詞：余熱回收，有機朗肯循環(huán)，車用柴油機工況

　　引言
　　隨著我國汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，對汽車的節(jié)能與環(huán)保問題的關(guān)注程度不斷提高�；�于有機朗肯循環(huán)（Organic-fluid Rankine Cycle,ORC）的車用發(fā)動機余熱回收系統(tǒng)可以在不改動原車發(fā)動機的前提下，通過在車上加裝ORC系統(tǒng)，達(dá)到回收發(fā)動機排氣余熱的目的，間接提高發(fā)動機燃油利用率，降低排氣溫度，因此受到越來越多的關(guān)注[1-4]。
　　ORC系統(tǒng)的工質(zhì)特性、運行壓力、工質(zhì)質(zhì)量流量、換熱器結(jié)構(gòu)、膨脹器特性等參數(shù)對系統(tǒng)效率有重要影響，很多研究者對此做了深入的研究[5-10]。本文旨在探討在ORC運行參數(shù)與結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下，柴油機工況(排氣溫度和排氣流量)對ORC系統(tǒng)效率的影響。
　　1．中溫有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)介紹
　　圖1為中溫有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)示意圖。其中實線部分為發(fā)動機進(jìn)排氣系統(tǒng)，虛線為中溫有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)。
　　在進(jìn)排氣系統(tǒng)中，空氣首先經(jīng)過壓氣機壓縮后在中冷器中冷卻機械論文，隨后進(jìn)入發(fā)動機氣缸中與燃油混合并燃燒膨脹做功，做功后的排氣隨后進(jìn)入渦輪并通過渦輪軸對壓氣機做功；經(jīng)渦輪排出的高溫廢氣首先通過中溫過熱器對中溫循環(huán)工作流體進(jìn)行加熱并使其達(dá)到過熱狀態(tài)，然后通過中溫蒸發(fā)器使中溫循環(huán)工作流體蒸發(fā)，低溫排氣最終排入大氣中。
　　

　　圖1. 中溫有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)示意圖
　　Fig.1 Schematic diagram of the medium temperature
　　ORC waste heat recovery system
　　在中溫有機朗肯循環(huán)中，低溫低壓的中溫循環(huán)工作流體在經(jīng)過泵加壓后進(jìn)入中溫蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱，然后進(jìn)入中溫過熱器中過熱，隨后高溫高壓的工作流體在中溫膨脹器中膨脹做功，做功后的乏氣通過中溫冷凝器冷凝至常溫狀態(tài)并返回至壓縮泵，從而完成整個循環(huán)。
　　本文的有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)采用R123作為工作流體。該工質(zhì)具有循環(huán)效率高、臨界溫度和壓力低、粘性小、表面張力小、導(dǎo)熱性好、熱穩(wěn)定性好等特點論文怎么寫。而且，其在熱交換單元中具有中等蒸汽壓力，與發(fā)動機材料及潤滑匹配性較好，不腐蝕、非易燃、毒性小、成本較低，能較好滿足柴油機余熱回收要求。
　　2．系統(tǒng)設(shè)計計算方法
　　圖2. 中溫有機朗肯循環(huán)流程圖
　　Fig.2 Schematic diagram of the medium temperature ORC
　　圖2為中溫有機朗肯循環(huán)流程圖。其中實線代表柴油機渦輪后排氣，虛線代表有機工質(zhì)。圖中出現(xiàn)的符號注釋如下：
　　1:渦輪后排氣； 2:過熱器后排氣；
　　3:蒸發(fā)器后排氣； 4:壓縮泵后工質(zhì)；
　　5:蒸發(fā)器后工質(zhì)； 6:過熱器后工質(zhì)；
　　7:膨脹器后工質(zhì)； 8:冷凝器后工質(zhì)；
　　a:蒸發(fā)器；b:過熱器；
　　c:膨脹器；d:冷凝器；
　　e:壓縮泵
　　2.1工況選擇
　　在中溫有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)中，放熱側(cè)為排氣側(cè)，吸熱側(cè)為有機工質(zhì)側(cè)。
　　對排氣側(cè)，發(fā)動機全負(fù)荷時的試驗測量結(jié)果如表1所示，不同負(fù)荷下的排氣溫度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化曲線如圖3所示。在進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計時，分別選取渦輪后排氣溫度為470℃和400℃時的兩種工況進(jìn)行設(shè)計計算，排氣流量都取0.418kg/s，排氣壓力為0.1MPa。
　　表1．發(fā)動機全負(fù)荷試驗測量結(jié)果
　　Tab.2 Test results of the engine under full load
　　

圖3.渦輪后排氣溫度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線圖
　　Fig.3 Effect of engine rotating speed and load on
　　exhaust temperature
　　對有機工質(zhì)側(cè)，朗肯循環(huán)中循環(huán)壓力越高則余熱回收系統(tǒng)效率越高[10]，同時考慮壓力過高所帶來的系統(tǒng)密封及制造成本等問題機械論文，因此在本次設(shè)計中取朗肯循環(huán)循環(huán)壓力為3MPa，該壓力處于工質(zhì)R123的亞臨界壓力范圍。此壓力下的R123部分特性參數(shù)如表2所示。
　　表2．R123部分特性參數(shù)表（3.0MPa）
　　Tab.2 Characteristics of R123 (under 3.0MPa)
　　

2.2確定最佳工質(zhì)流量
　　根據(jù)文獻(xiàn)10中3.3節(jié)部分的計算方法，得到不同有機工質(zhì)流量下的系統(tǒng)效率變化曲線，依據(jù)系統(tǒng)效率最高原則分別確定兩種排氣溫度下的最佳工質(zhì)流量分別為0.37kg/s和0.274kg/s。
　　由此確定兩種設(shè)計方案的已知條件為：
　　表3. 系統(tǒng)設(shè)計已知參數(shù)
　　Tab.3 Known parameters for the system design
　　

2.3換熱器設(shè)計
　　根據(jù)上述已知條件設(shè)計蒸發(fā)器和過熱器，兩種方案均采用管殼式換熱器，光管，得到的換熱器具體結(jié)構(gòu)及參數(shù)如表4所示。
　　表4.換熱器參數(shù)
　　Tab.4 Heat exchangers parameters
　　

2.4發(fā)動機變排氣溫度計算
　　本節(jié)主要討論在發(fā)動機排氣流量一定條件下，改變排氣溫度對朗肯循環(huán)系統(tǒng)的影響。計算中，以有機工質(zhì)R123的最高穩(wěn)定溫度為約束限制排氣溫度的范圍。根據(jù)發(fā)動機實際運行工況，可分以下幾種情況進(jìn)行討論。
　　2.4.1排氣溫度低于設(shè)計點
　　在此狀況下，有機工質(zhì)在蒸發(fā)器中將不能完全蒸發(fā)，設(shè)蒸發(fā)率為x，則可列方程組（1）：
　　 (1)
　　其中：
　　T:溫度，℃；P:壓力，MPa；
　　K:換熱系數(shù)，kJ/(kg.K.m2)；A:面積，m2；
　　:排氣流量，kg/s；:工質(zhì)流量，kg/s；
　　:換熱量，kW；:比焓，kJ/kg。
　　下角標(biāo)分別對應(yīng)圖2中的符號注釋。
　　此時，T5為蒸發(fā)器后工質(zhì)溫度，即30MPa壓力下R123的沸點171.3℃機械論文，由上述方程組可解出。
　　2.4.2排氣溫度高于設(shè)計點
　　在此狀況下，有機工質(zhì)在蒸發(fā)器中將完全蒸發(fā)并達(dá)到過熱狀態(tài)，則可列方程組（2）：
　　 (2)
　　由上述方程可解出。
　　2.5結(jié)果對比
　　通過上述計算，得到兩種方案的計算結(jié)果如下：
　　
　　圖4.不同排氣溫度下蒸發(fā)率變化曲線
　　Fig.4 Effect of exhaust temperature on evaporation rate
　　圖4為兩種方案的蒸發(fā)率與排氣溫度變化曲線。從圖中可以看出，當(dāng)排氣溫度高于設(shè)計點對應(yīng)的排氣溫度時，蒸發(fā)率均保持為1；當(dāng)排氣溫度低于設(shè)計點對應(yīng)排氣溫度時，蒸發(fā)率單調(diào)降低。
　　 　　
　　5a.方案一
　　5a. Program one
　　
　　5b.方案二
　　5b. Program two
　　圖5.不同排氣溫度下各節(jié)點溫度變化曲線
　　Fig.5 Effectof exhaust temperature on node temperature
　　圖5a和5b分別為兩種方案下，系統(tǒng)各節(jié)點溫度隨排氣溫度變化曲線論文怎么寫。從圖中可以看出，在兩種方案下，當(dāng)排氣溫度低于設(shè)計點對應(yīng)溫度時，蒸發(fā)器后工質(zhì)溫度T5均為有機工質(zhì)的沸點溫度，當(dāng)排氣溫度高于設(shè)計點對應(yīng)溫度時，T5單調(diào)增加，即在蒸發(fā)器中已發(fā)生過熱；過熱器后工質(zhì)溫度T6在設(shè)計點處溫度最低，這是因為當(dāng)排氣溫度高于設(shè)計點時，排氣可提供能量增加，但有機工質(zhì)質(zhì)量流量沒變，因此有機工質(zhì)的過熱度升高，既表現(xiàn)為溫度T6隨著排氣溫度的升高單調(diào)升高。而當(dāng)排氣溫度低于設(shè)計點時，由于蒸發(fā)器中的有機工質(zhì)蒸發(fā)率逐漸降低，在過熱器中過熱的工質(zhì)流量降低，且蒸發(fā)率降低的斜率高于排氣溫度降低造成的過熱器換熱量降低的斜率，因此設(shè)計點以下時的溫度T6隨排氣溫度的降低而單調(diào)升高；對膨脹器后工質(zhì)溫度T7機械論文，由于計算中取膨脹器絕熱效率為定值0.7，因此其變化規(guī)律與T6相似。
　　
　　圖6.不同排氣溫度下朗肯循環(huán)效率變化曲線
　　Fig.6 Effectof exhaust temperature on ORC efficiency
　　圖6為不同排氣溫度下的朗肯循環(huán)效率變化曲線。從圖中可以看出，在兩種方案下，當(dāng)排氣溫度高于設(shè)計點對應(yīng)排氣溫度時，其效率維持在15%附近；當(dāng)排氣溫度降低后，循環(huán)效率單調(diào)下降，其中方案一在排氣溫度降到360℃時朗肯循環(huán)效率降為5%，方案二在排氣溫度320℃附近時循環(huán)效率降至5%。
　　
　　圖7.不同排氣溫度下中溫朗肯循環(huán)輸出功變化曲線
　　Fig.7 Effectof exhaust temperature on ORCoutput power
　　圖7為不同排氣溫度下，中溫朗肯循環(huán)輸出功的變化曲線。從圖中可以看出，當(dāng)排氣溫度低于440℃時，相同排氣流量下，方案二的輸出功總是大于方案一；當(dāng)排氣溫度高于440℃時，相同排氣流量下，方案一輸出功高于方案二；方案一的適用排氣溫度范圍為[360℃,500℃]，方案二的為[300℃,480℃]，相比而言方案二的適用范圍更廣。之所以出現(xiàn)上述適用范圍上的不同，是由工質(zhì)的自身特性及系統(tǒng)效率綜合造成的。由于R123工質(zhì)存在最高穩(wěn)定溫度，在計算最高可適排氣溫度時，工質(zhì)在蒸發(fā)器中都是完全蒸發(fā)過熱，且方案二的工質(zhì)流量比方案一的小，因此方案二的可適最高排氣溫度低于方案一；最低排氣溫度則受限于系統(tǒng)效率，當(dāng)排氣溫度低到一定程度，工質(zhì)蒸發(fā)率將接近與零機械論文，此時的余熱回收系統(tǒng)將失去意義。
　　結(jié)合圖4-7可以看出，方案二的排氣適用范圍較方案一更為廣闊，且在350℃-490℃的排氣溫度范圍內(nèi)朗肯循環(huán)效率均保持在10%以上，輸出功的變化曲線較方案一更為平坦。因此在下面的計算中將采用方案二的換熱器設(shè)計結(jié)果。
　　3．變工況計算與結(jié)果分析
　　根據(jù)本文2節(jié)中的計算結(jié)果，確定了中溫有機朗肯循環(huán)的蒸發(fā)器和過熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)，本文據(jù)此對不同排氣溫度和排氣流量下的朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)變化規(guī)律進(jìn)行了計算和分析，計算說明和具體計算結(jié)果如下。
　　3.1計算說明
　　計算中，以有機工質(zhì)R123允許達(dá)到的最高穩(wěn)定溫度327℃為約束限制排氣溫度和排氣流量的上下限。
　　3.2計算結(jié)果與說明
　　
　　圖8.蒸發(fā)率隨排氣流量及排氣溫度變化曲線
　　Fig.8 Effectof mass flow rates on evaporation rate with different exhaust temperature
　　圖8為不同排氣溫度下，有機工質(zhì)在蒸發(fā)器中的蒸發(fā)率隨排氣流量變化曲線。如圖可見，當(dāng)排氣溫度高于400℃時，各排氣溫度下蒸發(fā)率為1時對應(yīng)的最小排氣流量隨著排氣溫度的升高而不斷降低；當(dāng)排氣溫度低于400℃、高于300℃時，各排氣溫度下的蒸發(fā)率始終小于1，且在相同排氣流量下，排氣溫度越低其對應(yīng)的工質(zhì)蒸發(fā)率越��；當(dāng)排氣溫度低于300℃時，全排氣流量范圍內(nèi)的蒸發(fā)率接近于0，即由于排氣能量過低從而不會有工質(zhì)在蒸發(fā)器中蒸發(fā)。
　　
　　圖9.溫度T3隨排氣流量及排氣溫度變化曲線
　　Fig.9 Effectof mass flow rates on T3 with
　　different exhaust temperature
　　圖9為不同排氣溫度下，最終排氣溫度T3隨排氣流量變化曲線。從圖中可以看到，當(dāng)排氣溫度高于400℃時，大排氣流量區(qū)域?qū)��?yīng)的排氣最終溫度T3會高于200℃，且排氣流量越大、T3越高。這是因為固定流量的有機工質(zhì)其吸熱能力有限，工質(zhì)吸熱后的最高溫度T6不能超過327℃，因此排氣的放熱量存在一個極大值，從而造成在某些工況下出現(xiàn)溫度T3高于設(shè)計時要求的200℃的情況。此外機械論文，當(dāng)排氣溫度T1低于400℃時，各排氣溫度下的T3總是隨著排氣流量的升高而升高。
　　
　　圖10.朗肯循環(huán)效率隨排氣流量及排氣溫度變化曲線
　　Fig.10 Effect of mass flow rates on ORC efficiency withdifferent exhaust temperature
　　圖10為不同排氣溫度下，中溫有機朗肯循環(huán)效率隨排氣流量變化曲線。如圖所示，當(dāng)排氣溫度高于400度時，循環(huán)效率先隨著排氣流量的增加而增大，在工質(zhì)蒸發(fā)率達(dá)到1后，效率保持在15%附近；當(dāng)排氣溫度小于等于400℃時，循環(huán)效率總是隨著排氣流量的升高而單調(diào)增加論文怎么寫。在相同排氣流量下，排氣溫度越高則朗肯循環(huán)效率越高。
　　
　　圖11.朗肯循環(huán)輸出功隨排氣溫度及排氣流量變化曲線
　　Fig.11 Effect of mass flow rates on output power with
　　different exhaust temperature
　　圖11為不同排氣溫度下，朗肯循環(huán)輸出功率與排氣流量的變化關(guān)系曲線。其在各個排氣溫度下的變化規(guī)律一致，即循環(huán)輸出功總是隨著排氣流量的增加而單調(diào)增加；在相同排氣流量下，輸出功隨排氣溫度的升高而增加。
　　此外，從圖8-11中還可看出，在不同排氣溫度下的排氣流量范圍不同。排氣溫度最低可至300℃，此時排氣流量需超過0.4kg/s系統(tǒng)效率才不為零，可用排氣流量范圍最窄；排氣溫度最高可至480℃，若排氣溫度超過480，有機工質(zhì)在過熱器后的溫度將超過其最高穩(wěn)定溫度327℃（此時可以通過放氣閥降低排氣流量來防止工質(zhì)超溫）。480℃時的可用排氣流量范圍為0.24~0.418kg/s，可用排氣范圍最廣。
　　4．結(jié)論
　　 通過本文的研究，可以得到如下結(jié)論：
　　(1)在對中溫有機朗肯循環(huán)進(jìn)行設(shè)計計算時，選擇中高工況而不選擇標(biāo)定點時的排氣溫度作為設(shè)計點進(jìn)行設(shè)計可以拓寬系統(tǒng)適用范圍，更好的顧及發(fā)動機中低工況。
　　(2)不同排氣溫度下，適用于中溫朗肯循環(huán)系統(tǒng)的排氣流量范圍不同。排氣溫度越高機械論文，該范圍越廣；排氣溫度越低，該范圍越窄。在本文計算中，當(dāng)排氣溫度低于300℃時，朗肯循環(huán)系統(tǒng)無效。
　　(3)通過合理選擇設(shè)計點-優(yōu)化設(shè)計換熱器，可以使有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)在發(fā)動機中高工況時的效率保持在10%以上，最高可達(dá)15%，余熱回收效果明顯。
　　本文采用基于有機朗肯循環(huán)(ORC)的余熱回收系統(tǒng)對重型車用柴油機排氣余熱進(jìn)行回收，采用兩種設(shè)計方案進(jìn)行了換熱器設(shè)計，并對變工況條件下的有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行了計算，其結(jié)果證明采用有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)對重型柴油機余熱進(jìn)行回收可以提高汽車的有效輸出功，提高燃油經(jīng)濟性，同時降低排氣排入大氣時的溫度，降低了汽車的熱污染效應(yīng)。

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