论文导读:：图1为中温有机朗肯循环余热回收系统示意图。中温有机朗肯循环系统介绍。
论文关键词：余热回收，有机朗肯循环，车用柴油机工况
引言
随着我国汽车行业的飞速发展，对汽车的节能与环保问题的关注程度不断提高。基于有机朗肯循环（Organic-fluid Rankine Cycle,ORC）的车用发动机余热回收系统可以在不改动原车发动机的前提下，通过在车上加装ORC系统，达到回收发动机排气余热的目的，间接提高发动机燃油利用率，降低排气温度，因此受到越来越多的关注[1-4]。
ORC系统的工质特性、运行压力、工质质量流量、换热器结构、膨胀器特性等参数对系统效率有重要影响，很多研究者对此做了深入的研究[5-10]。本文旨在探讨在ORC运行参数与结构参数不变的条件下，柴油机工况(排气温度和排气流量)对ORC系统效率的影响。
1．中温有机朗肯循环系统介绍
图1为中温有机朗肯循环余热回收系统示意图。其中实线部分为发动机进排气系统，虚线为中温有机朗肯循环系统。
在进排气系统中，空气首先经过压气机压缩后在中冷器中冷却机械论文，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；经涡轮排出的高温废气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，然后通过中温蒸发器使中温循环工作流体蒸发，低温排气最终排入大气中。
图1. 中温有机朗肯循环余热回收系统示意图
Fig.1 Schematic diagram of the medium temperature
ORC waste heat recovery system
在中温有机朗肯循环中，低温低压的中温循环工作流体在经过泵加压后进入中温蒸发器中蒸发吸热，然后进入中温过热器中过热，随后高温高压的工作流体在中温膨胀器中膨胀做功，做功后的乏气通过中温冷凝器冷凝至常温状态并返回至压缩泵，从而完成整个循环。
本文的有机朗肯循环余热回收系统采用R123作为工作流体。该工质具有循环效率高、临界温度和压力低、粘性小、表面张力小、导热性好、热稳定性好等特点论文怎么写。而且，其在热交换单元中具有中等蒸汽压力，与发动机材料及润滑匹配性较好，不腐蚀、非易燃、毒性小、成本较低，能较好满足柴油机余热回收要求。
 2．系统设计计算方法
图2. 中温有机朗肯循环流程图
Fig.2 Schematic diagram of the medium temperature ORC
图2为中温有机朗肯循环流程图。其中实线代表柴油机涡轮后排气，虚线代表有机工质。图中出现的符号注释如下：
1:涡轮后排气； 2:过热器后排气；
3:蒸发器后排气； 4:压缩泵后工质；
5:蒸发器后工质； 6:过热器后工质；
7:膨胀器后工质； 8:冷凝器后工质；
a:蒸发器；b:过热器；
c:膨胀器；d:冷凝器；
e:压缩泵
2.1工况选择
在中温有机朗肯循环系统中，放热侧为排气侧，吸热侧为有机工质侧。
对排气侧，发动机全负荷时的试验测量结果如表1所示，不同负荷下的排气温度随发动机转速的变化曲线如图3所示。在进行系统设计时，分别选取涡轮后排气温度为470℃和400℃时的两种工况进行设计计算，排气流量都取0.418kg/s，排气压力为0.1MPa。
表1．发动机全负荷试验测量结果
Tab.2 Test results of the engine under full load
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参数名称/单位
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数值
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转速/ rmin-1
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2100
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功率/ kW
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257.3
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空气流量/ kg/h
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1447.7
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涡轮后压力/ kPa
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100.2
|
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扭矩/ Nm
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1170
|
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燃油流量/ kg/h
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56.25
|
|
大气压力/ kPa
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99.5
|
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涡轮后温度/ ℃
|
470
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 图3.涡轮后排气温度随发动机转速变化曲线图
Fig.3 Effect of engine rotating speed and load on
exhaust temperature
对有机工质侧，朗肯循环中循环压力越高则余热回收系统效率越高[10]，同时考虑压力过高所带来的系统密封及制造成本等问题机械论文，因此在本次设计中取朗肯循环循环压力为3MPa，该压力处于工质R123的亚临界压力范围。此压力下的R123部分特性参数如表2所示。
表2．R123部分特性参数表（3.0MPa）
Tab.2 Characteristics of R123 (under 3.0MPa)
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参数名称/单位
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数值
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|
压力/ MPa
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3.0
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饱和蒸汽液相密度/ kg/m3
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884.41
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气化潜热/ kJ/kg
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63.8
|
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最高稳定温度/ ℃
|
326.8
|
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沸点/ ℃
|
171.3
|
|
饱和蒸汽气相密度/ kg/m3
|
56.25
|
|
摩尔质量/ g/mol
|
152.9
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2.2确定最佳工质流量
根据文献10中3.3节部分的计算方法，得到不同有机工质流量下的系统效率变化曲线，依据系统效率最高原则分别确定两种排气温度下的最佳工质流量分别为0.37kg/s和0.274kg/s。
由此确定两种设计方案的已知条件为：
表3. 系统设计已知参数
Tab.3 Known parameters for the system design
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参数名称/单位
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方案一
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方案二
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涡轮后排气温度/ ℃
|
470
|
400
|
|
排气流量/ kg/s
|
0.418
|
0.418
|
|
排气压力/ MPa
|
0.1
|
0.1
|
|
最终排气温度/ ℃
|
200
|
200
|
|
压缩泵后压力/ MPa
|
3
|
3
|
|
工质沸点/ ℃
|
171.3
|
171.3
|
|
工质流量/ kg/s
|
0.37
|
0.274
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2.3换热器设计
根据上述已知条件设计蒸发器和过热器，两种方案均采用管壳式换热器，光管，得到的换热器具体结构及参数如表4所示。
表4.换热器参数
Tab.4 Heat exchangers parameters
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参数名称/单位
|
方案一
|
方案二
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过热器
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换热量/ kJ/kg
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34.9
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25
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换热面积/ m2
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0.68
|
0.69
|
|
换热系数/ kJ/(kg.K.m2)
|
232.7
|
222.2
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传热对数温差/ ℃
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220.5
|
161.9
|
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蒸发器
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换热量/ kJ/kg
|
86.8
|
64.3
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换热面积/ m2
|
2.07
|
1.84
|
|
换热系数/ kJ/(kg.K.m2)
|
211.7
|
205.1
|
|
传热对数温差/ ℃
|
198.1
|
173.4
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2.4发动机变排气温度计算
本节主要讨论在发动机排气流量一定条件下，改变排气温度对朗肯循环系统的影响。计算中，以有机工质R123的最高稳定温度为约束限制排气温度的范围。根据发动机实际运行工况，可分以下几种情况进行讨论。
2.4.1排气温度低于设计点
在此状况下，有机工质在蒸发器中将不能完全蒸发，设蒸发率为x，则可列方程组（1）：
  (1)
其中：
T:温度，℃；P:压力，MPa；
K:换热系数，kJ/(kg.K.m2)；A:面积，m2；
 :排气流量，kg/s； :工质流量，kg/s；
 :换热量，kW； :比焓，kJ/kg。
下角标分别对应图2中的符号注释。
此时，T5为蒸发器后工质温度，即30MPa压力下R123的沸点171.3℃机械论文，由上述方程组可解出 。
2.4.2排气温度高于设计点
在此状况下，有机工质在蒸发器中将完全蒸发并达到过热状态，则可列方程组（2）：
 (2)
由上述方程可解出 。
2.5结果对比
通过上述计算，得到两种方案的计算结果如下：
图4.不同排气温度下蒸发率变化曲线
Fig.4 Effect of exhaust temperature on evaporation rate
图4为两种方案的蒸发率与排气温度变化曲线。从图中可以看出，当排气温度高于设计点对应的排气温度时，蒸发率均保持为1；当排气温度低于设计点对应排气温度时，蒸发率单调降低。
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