柴油机尾气余热回收系统的能分析和火用分析

张传明，魏名山，史 磊

(北京理工大学 机械与车辆学院，北京 100081)

0 引言

随着我国汽车产业的飞速发展，汽车消耗的燃油量越来越大，而对于车用柴油机，仅有大约40%的燃油能量转化为机械能[1]，其他热量则通过尾气和冷却水释放到大气环境中[2]。近些年对发动机油气混合和燃烧过程这两方面的研究已经不能满足发动机未来燃油经济性的目标要求[3]，如果能将发动机废热有效利用，将会提高发动机的燃油经济性，降低发动机油耗。

近几年，随着国际油价的飞速上涨，采用朗肯循环回收发动机余热是国际汽车行业比较热门的一个研究方向，如德国宝马公司[3]将水和乙醇作为循环工质，采用双循环系统分别对汽油机尾气和冷却水热量进行回收利用;美国康明斯公司[4]、奥地利 AVL 公司[5]对回收柴油机余热进行了相关研究。国内对发动机余热利用也进行了一些研究，如西安交通大学[6]对汽油发动机尾气和冷却水的余热回收利用并对朗肯循环的工质进行了筛选，北京理工大学对采用R123作为循环工质回收柴油机排气余热进行了理论研究[7]和试验研究。

本文的余热回收系统采用R245fa作为朗肯循环的工质，对某车用柴油机尾气热量进行回收。

1 柴油机尾气余热回收系统

柴油机尾气余热回收系统如图1所示，其工作过程为:工质由状态1经过液压泵压缩变为状态2高压液体，高压液体进入蒸发器吸收发动机尾气的热量变为状态3高压蒸汽，高压蒸汽3进入膨胀机膨胀变为状态4，并推动膨胀机对外输出功，而后低压蒸汽4进入冷凝器冷凝为低压液体1完成一循环，蒸发器中的发动机尾气则由状态5变为状态6。

图1 尾气余热回收系统示意图Fig.1 Schematic diagram of exhaust energy recovery system

本文选取R245fa作为有机朗肯循环的循环工质，其特点为:不易燃、不破坏臭氧层、低沸点等，其物性参数如表1所示。

表1 R245fa物性参数Tab.1 R245fa physical parameter

2 系统理论分析

图2为R245fa朗肯循环T-s图，其中实线为理想循环，虚线表示考虑到液压泵和膨胀机不可逆损失的朗肯循环。

图2 R245fa朗肯循环T-s图Fig.2 R245fa temperature-entropy diagram of the Rankine cycle

2.1 余热回收系统能分析

泵功:

蒸发器换热量:

膨胀机输出功:

冷凝器换热量:

循环热效率:

2.2 余热回收系统分析

3 计算结果及分析

本文对某发动机不同工况下的排气温度和排气流量进行测量，该发动机主要参数如表2所示。

表2 柴油机主要参数Tab.2 Diesel engine parameters

图3，4为发动机在不同转速、负荷下的排气温度和排气流量测试结果，由图可知，随着发动机负荷的增加，发动机的排气温度和质量流量也随之增加。由图3可见，当发动机转速为1 400 r/min时，由于发动机进气量相对不足，所以发动机排气温度普遍较高。

图3 不同转速和负荷下发动机排气温度Fig.3 Exhaust gases temperature vs．engine load and speed

图4 不同转速和负荷下发动机排气质量流量Fig.4 Exhaust gases mass flow vs．engine load and speed

本文计算时设定余热回收系统蒸发器尾气进口温度为发动机排气温度、出口温度为150℃，朗肯循环工质冷凝温度为40℃，蒸发器和冷凝器参数可变。基于MATLAB和物性参数软件REFPROP[8]，分别对发动机最高转速、全负荷下朗肯循环的热效率;不同转速和负荷下余热回收系统的效率、系统各组件的损失率和余热回收系统的输出净功进行了计算和分析。

3.1 变蒸发压力对有机朗肯循环热效率的影响

设定发动机工况为2 100 r/min、100%负荷，蒸发器吸热量一定。图5为工质蒸发压力在亚临界区域时，不同蒸发压力下，膨胀机进口工质状态由饱和蒸汽变为过热蒸汽时的朗肯循环热效率。由图5可见，随着蒸发压力的增大，朗肯循环的效率也随之增大，这是因为当蒸发压力提高时，蒸发压力对应的蒸发温度也随之提高，循环的平均温差增大，故循环效率提高。当蒸发压力一定时，减小循环工质的质量流量，则膨胀机进口温度随之提高，但循环热效率的变化范围仅为1%，因此，蒸发压力是决定循环热效率高低的关键因素，而工质过热度对循环热效率影响不大。由图5可见当蒸发压力为3.5 MPa、膨胀机进口状态为饱和蒸汽时，朗肯循环的热效率低于蒸发压力为3 MPa、相同膨胀机进口温度下朗肯循环的热效率，这是由循环工质的热力学性质所决定的，如图6所示，当蒸发压力接近工质临界压力时，随着蒸发压力的增大，R245fa饱和蒸汽的焓值逐渐减小，从而使循环效率略有降低。

图5 不同蒸发压力下朗肯循环的热效率Fig.5 Effect of expander-inlet temperature on thermal efficiencies with different evaporation pressures

3.2 变动机工况下余热回收系统的效率分析

图6 不同蒸发压力下的饱和蒸汽焓Fig.6 Specific enthalpy of saturated vapor for R245fa vs．evaporation pressure

当发动机工况改变时，改变余热回收系统工质流量，使膨胀机进口工质压力为3.5 MPa、温度为440 K，此时发动机不同工况下余热回收系统的效率如图7所示。由图7可知，当发动机在低负荷工况运行时，余热回收系统的效率随着发动机负荷的增加而逐渐增大，而在发动机中高负荷下，系统效率变化曲线趋于平缓且效率略有降低。

图7 余热回收系统的效率Fig.7 Exergy efficiencies of the waste heat recovery system

图8 蒸发器损失率Fig.8 Exergy loss percentage of the boiler

图9 冷凝器损失率Fig.9 Exergy loss percentage of the condenser

图10 膨胀机损失率Fig.10 Exergy loss percentage of the expander

3.3 尾气余热回收系统回收效果

图11 液压泵损失率Fig.11 Exergy loss percentage of the pump

图12为膨胀机工质进口状态为3.5 MPa、440 K时，发动机不同工况下余热回收系统的输出净功。当发动机工况为2 100 r/min、100%负荷时，余热回收系统净输出功最高，达到18.7 kW。随着发动机负荷的减小，发动机排气温度和质量流量减小，余热回收系统输出净功也随之减小。

图12 余热回收系统输出净功Fig.12 Net power output of the waste heat recovery system

4 结论

(1)本文采用R245fa作为尾气余热回收系统的循环工质。蒸发压力是影响朗肯循环效率的主要参数，工质过热度对循环效率影响较小。

(3)尾气余热回收系统回收效果显著，最高输出净功可达18.7 kW。

符号表:

Wp为泵功，kW;Wex为膨胀机输出功，kW;Wnet为系统输出净功，kW;mf为工质质量流量，kg/s;me为尾气质量流量，kg/s;ηp为液压泵等熵效率;ηex为膨胀机等熵效率;ηORC为循环热效率;ηexergy为系统效率; Q1为蒸发器换热量，kW;Q2为冷凝器换热量，kW;h为焓，kJ/kg;s为熵，kJ/(kg·K);Ex，e为尾气，kW;I损失，kW;ELP为部件损失率。

下脚标:

act为工质实际状态;c为冷凝器;e为蒸发器;ex为膨胀机;p为液压泵;0为与环境相平衡的状态。

[1]魏春源，张卫正，葛蕴珊．高等内燃机学[M]．北京:北京理工大学出版社，2001．

[2]Rody EI Chammas，Denis Clodic．Combined cycle for hybrid vehicles[C]．SAE paper 2005-01-1171，2005．

[3]Ringler J，Seifert M，Guyotot V，et al．Rankine cycle for waste heat recovery of IC engines[C]．SAE paper 2009-01-0174，2009．

[4]Christopher Nelson．Exhaust energy recovery[R]．Directions in Engine-Efficiency and Emissions Research(DEER)Conference，2009．

[5]Ho Teng，Gerhard Regner，Chris Cowland．Achieving high engine efficiency for heavy-duty diesel engines by waste heat recovery using supercritical organic-fluid rankine cycle[C]．SAE paper 2006-01-3522，2006．

[6]张新欣，何茂刚，曾科，等．发动机余热利用蒸气动力循环的工质筛选[J]．工程热物理学报，2010，31(1):15－18．

[7]方金莉，魏名山，王瑞君，等．采用中温有机朗肯循环回收重型柴油机排气余热的模拟[J]．内燃机学报，2010，28(4):362－367．

[8]Eric W Lemmon，Marcia L Huber，Mark O McLinden．NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties—REFPROP Version 8.0，2007．