劉興華，朱俊達(dá)，孫 歡，胡曉微

（天津商業(yè)大學(xué)天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300134）

有機(jī)朗肯循環(huán)（ORC）是中低溫余熱能、地?zé)崮?、生物質(zhì)熱能等能源回收最直接有效的途徑之一[1-4]。有機(jī)朗肯循環(huán)即利用低沸點(diǎn)有機(jī)工質(zhì)回收再利用工業(yè)余熱、地?zé)岬葻崮苓M(jìn)行發(fā)電，其設(shè)備簡(jiǎn)單、效率高[5]。工質(zhì)的選擇、設(shè)備改進(jìn)以及參數(shù)優(yōu)化是優(yōu)化有機(jī)朗肯循環(huán)性能的主要三大途徑[6-7]。在工質(zhì)的選擇上，Saleh等[8]通過試驗(yàn)研究了近31 種純工質(zhì)，包括烷烴、氟烷烴、乙醚等有機(jī)物，結(jié)果表明，正丁烷的熱效率最高；Borsukiewicz-Gozdur 等[9]提出了一個(gè)低溫有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)工質(zhì)為丙烷/乙烷時(shí)，輸出功率最高；Kang 等[10]通過試驗(yàn)分析了10 種混合工質(zhì)對(duì)有機(jī)朗肯循環(huán)最大凈功率的影響，結(jié)果表明，工質(zhì)R245a/R600a（0.9/0.1）的最大凈功率最高。在設(shè)備改進(jìn)上，Braimakis等[11]對(duì)雙蒸發(fā)器的有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了優(yōu)化，并通過試驗(yàn)與傳統(tǒng)的單蒸發(fā)器ORC 性能進(jìn)行比較，結(jié)果表明，雙蒸發(fā)器的有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)效率提高了25%。渦輪機(jī)是ORC 系統(tǒng)中廣泛使用的膨脹機(jī)，它是實(shí)現(xiàn)熱功轉(zhuǎn)換的關(guān)鍵設(shè)備。Li 等[12]對(duì)渦輪機(jī)的兩種結(jié)構(gòu)布局進(jìn)行了試驗(yàn)性能對(duì)比，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，感應(yīng)式渦輪機(jī)總功率輸出較單獨(dú)式渦輪機(jī)增加0.3%～5.4%。在性能參數(shù)優(yōu)化上，ORC 系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化需考慮到熱源的流量、溫度、泵和渦輪機(jī)的效率、熱交換器的傳熱系數(shù)等[13-16]，還需要建立精確的系統(tǒng)模型，這是較為困難的。Papadopoul 等[17-18]和Li 等[19]提出一種基于計(jì)算機(jī)輔助分子設(shè)計(jì)和工藝化技術(shù)用于ORC 系統(tǒng)設(shè)計(jì)和選擇最佳工質(zhì)，但其需要足夠大的數(shù)據(jù)庫以及精確的優(yōu)化算法作為支撐，難以廣泛推廣。Li 等[20]基于熵產(chǎn)分析建立了中低溫有機(jī)朗肯循環(huán)熱效率的表達(dá)式，該方法能夠在不借助熱力學(xué)圖以及狀態(tài)方程的情況下，計(jì)算ORC 的熱效率，并指出蒸發(fā)溫度及蒸發(fā)熱為熱效率的決定因素。

目前，基于ORC 回收低溫冷能進(jìn)行發(fā)電，能夠有效地節(jié)約系統(tǒng)能耗，實(shí)現(xiàn)冷電聯(lián)產(chǎn)。基于此，本文以R245a 作為循環(huán)工質(zhì)，探討蒸發(fā)溫度對(duì)冷能回收ORC發(fā)電系統(tǒng)性能的影響，以期為低溫冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)性能優(yōu)化及工程推廣提供一些建議。

1 低溫冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)

1.1 熱力學(xué)分析

冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)T-s 圖如圖1 所示。一般來說，液態(tài)R245a 經(jīng)工質(zhì)泵壓縮后進(jìn)入蒸發(fā)器吸收熱源的熱量，轉(zhuǎn)為高溫高壓的飽和蒸氣或過熱蒸氣；隨后進(jìn)入膨脹機(jī)做功從而帶動(dòng)發(fā)電機(jī)產(chǎn)生電能，氣體經(jīng)過膨脹機(jī)后，其溫度、壓力等快速降低，再進(jìn)入冷凝器冷凝，與傳統(tǒng)的ORC 發(fā)電系統(tǒng)不同的是，冷凝工質(zhì)的冷源為回收的低溫冷能；此時(shí)工質(zhì)被冷凝器冷凝成飽和液體或過冷液體，進(jìn)入工質(zhì)泵再次壓縮后進(jìn)入蒸發(fā)器，以此循環(huán)往復(fù)。有機(jī)朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)主要由熱源、工質(zhì)環(huán)路和冷源三部分組成，與傳統(tǒng)ORC發(fā)電系統(tǒng)不同的是，該系統(tǒng)的低溫冷源由冷庫提供。

圖1 冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)T-s 圖Fig. 1 T-s diagram of cold energy recovery ORC power generation system

1.2 系統(tǒng)及模型

1.2.1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

系統(tǒng)由兩部分組成：第一部分為冷庫壓縮空氣膨脹制冷系統(tǒng)，其最低制冷溫度為-20 ℃，核心部件為空氣壓縮機(jī)和膨脹制冷機(jī)。該系統(tǒng)穩(wěn)定性強(qiáng)，能夠持續(xù)穩(wěn)定地進(jìn)行供氣，從而為ORC 發(fā)電系統(tǒng)提供穩(wěn)定的冷源。第二部分為有機(jī)朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)，該系統(tǒng)主要組成部件分別有蒸發(fā)器、膨脹機(jī)、低溫離心工質(zhì)泵、風(fēng)冷冷凝器、螺桿膨脹發(fā)電機(jī)、恒溫水浴槽等。恒溫水浴槽提供穩(wěn)定熱源，可調(diào)節(jié)范圍為35～100 ℃；螺桿膨脹發(fā)電機(jī)的額定膨脹比為3，電機(jī)功率為500 W，電機(jī)轉(zhuǎn)速為2 950 r/min，通過皮帶連接發(fā)電機(jī)帶動(dòng)發(fā)電機(jī)進(jìn)行發(fā)電，該膨脹機(jī)適用于體積流量小、冷熱源溫差大的工況，具有較高的等熵效率；冷凝方式為風(fēng)冷，冷凝器翅片的換熱面積為8 m2，蒸發(fā)器類型為套管式蒸發(fā)器，其翅片的換熱面積為2.5 m2；工質(zhì)泵為離心泵，其額定流量為1 m3/h，電機(jī)功率為1.1 kW，電機(jī)轉(zhuǎn)速為2 900 r/min。系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如圖2 所示。

圖2 有機(jī)朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)流程圖Fig. 2 Flow chart of Organic Rankine Cycle power generation system

發(fā)電系統(tǒng)的液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過工質(zhì)泵壓縮后進(jìn)入蒸發(fā)器吸收熱源熱量，變?yōu)楦邷馗邏旱娘柡驼魵饣蜻^熱蒸氣；而后工質(zhì)進(jìn)入膨脹機(jī)做功，帶動(dòng)發(fā)電機(jī)進(jìn)行發(fā)電，產(chǎn)生電能，膨脹過程中工質(zhì)降溫降壓，焓值減?。蛔龉蟮姆膺M(jìn)入冷凝器，而后由冷庫排出的冷風(fēng)進(jìn)行冷卻；冷凝后的工質(zhì)變?yōu)榈蜏氐蛪旱娘柡鸵簯B(tài)工質(zhì)或過冷工質(zhì)，而后再次進(jìn)入工質(zhì)泵加壓，進(jìn)入蒸發(fā)器，進(jìn)行下一個(gè)發(fā)電循環(huán)。

本試驗(yàn)將溫度傳感器、壓力傳感器分別安裝在膨脹機(jī)的進(jìn)出口、蒸發(fā)器、冷凝器、蒸發(fā)器熱水管、工質(zhì)泵、空壓機(jī)的進(jìn)出口以及排風(fēng)口，用以采集系統(tǒng)的主要溫度和壓力參數(shù)。另外，在工質(zhì)泵、膨脹機(jī)、蒸發(fā)器熱水側(cè)分別安裝流量計(jì)來采集系統(tǒng)工質(zhì)的流量；電量測(cè)量?jī)x安裝在發(fā)電機(jī)側(cè)以采集系統(tǒng)的發(fā)電量。通過GP20 數(shù)據(jù)記錄儀進(jìn)行各個(gè)參數(shù)的采集和記錄，時(shí)間間隔為1 s，監(jiān)測(cè)儀器及設(shè)備詳細(xì)參數(shù)如表1 所示。通過以上測(cè)點(diǎn)及設(shè)備的布置和安裝，以實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)及系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)的采集和監(jiān)測(cè)。

表1 監(jiān)測(cè)儀器及設(shè)備參數(shù)表Table 1 Monitoring instruments and equipment parameters

1.2.2 數(shù)學(xué)模型分析

膨脹機(jī)的等熵效率如公式（1）所示：

其中：ηt為膨脹機(jī)效率；h1為膨脹機(jī)進(jìn)口比焓值，h2為膨脹機(jī)出口比焓值，h2s為等熵過程膨脹機(jī)出口比焓值，kJ/kg。

膨脹機(jī)的功率如公式（2）所示：

其中：mwf為工質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s；Wt為膨脹機(jī)功率，kW。

工質(zhì)的質(zhì)量流量如公式（3）所示：

其中：mgw為熱源質(zhì)量流量，kg/s；cp,gw為熱源比熱容，kJ/（kg·℃）；tgw,in為熱源水入口溫度，℃；Δtpp為蒸發(fā)器換熱溫差，℃；te為蒸發(fā)溫度，℃；h4′為蒸發(fā)器出口比焓值，kJ/kg。

膨脹機(jī)的不可逆損失如公式（4）所示：

其中：It為膨脹機(jī)的不可逆損失，kW；s1為膨脹機(jī)進(jìn)口比熵值，s2為膨脹機(jī)出口比熵值，kJ/（kg·℃）；T0為環(huán)境溫度，℃。

工質(zhì)在冷凝器中定壓放熱的熱量如公式（5）所示：

其中：Qc,I=mwf（h2″-h3）為預(yù)冷過程；Qc,II=mwf（h2′-h2″）為冷凝過程；Qc,III=mwf（h2-h2′）為過冷過程；Qc代表定壓放熱總熱量，kW。

冷凝器的不可逆損失如公式（6）所示：

其中：Ic為冷凝器的不可逆損失，kW；mair為冷空氣質(zhì)量流量，kg/s；sair,in為入口冷空氣比熵值，kJ/（kg·℃）；sair,out為出口冷空氣比熵值，kJ/（kg·℃）；s3為冷凝器出口比熵值，kJ/（kg·℃）。

冷風(fēng)機(jī)功耗如公式（7）所示：

其中：Wf為冷風(fēng)機(jī)耗功，kW；pair為壓力，kPa；ηp,air為冷風(fēng)機(jī)的電機(jī)效率；ρa(bǔ)ir為空氣密度，kg/m3。

冷空氣的質(zhì)量流量如公式（8）所示：

其中：Δtair為冷凝器中冷空氣的換熱溫差，℃；c 為空氣比熱容，kJ/（kg·℃)；h2為冷凝器進(jìn)口比焓值，kJ/kg；h3為冷凝器出口比焓值，kJ/kg。

工質(zhì)泵的效率（ηp），耗功Wp和不可逆損失Ip如公式（9）、（10）、（11）所示：

其中：h4s為理想壓縮過程工質(zhì)泵出口焓值，kJ/kg；h4為實(shí)際壓縮過程工質(zhì)泵出口焓值，kJ/kg；h3為工質(zhì)泵入口焓值，kJ/kg；pe為蒸發(fā)壓力，kPa；pc為冷凝壓力，kPa；s4為工質(zhì)泵出口比熵，kJ/（kg·℃）；ρwf為工質(zhì)密度，kg/m3。

工質(zhì)在蒸發(fā)器中的吸熱量（Qe）如公式（12）所示：

其中：Qe,I=mwf（h4-h4′）為預(yù)熱過程；Qe,II=mwf（h4″-h4′）為蒸發(fā)過程；Qe,III=mwf（h1-h4′）為過熱過程。

蒸發(fā)器的不可逆損失（Ie）如公式（13）所示。

其中：sgw,in為熱源流體進(jìn)口比熵，kJ/（kg·℃）；sgw,out為熱源流體出口比熵，kJ/（kg·℃）。

熱水泵的功耗（Wp,gw）如公式（14）所示：

式中：pgw為熱源壓力，kPa；ηp,gw為熱水泵效率；ρgw為熱源密度，kg/m3。

冷凝器、蒸發(fā)器的傳熱系數(shù)如公式（15）、（16）所示：

其中：（KA）c為冷凝器傳熱系數(shù)，kW/（m2·℃）；（KA）e為蒸發(fā)器傳熱系數(shù)，kW/（m2·℃）；A 為傳熱面積，m2；ΔT 為對(duì)數(shù)平均換熱溫差，℃。

系統(tǒng)總的不可逆損失（I）如公式（17）所示：

系統(tǒng)總熱容量流率（KA）total如公式（18）、（19）所示：

其中：sg,total為系統(tǒng)不可逆損失總熵產(chǎn)；st為膨脹機(jī)熵產(chǎn)；sc為冷凝器熵產(chǎn)；sp為工質(zhì)泵熵產(chǎn)；se為蒸發(fā)器熵產(chǎn)。

系統(tǒng)的凈輸出功率（Wnet）如公式（20）所示：

其中：ηm為機(jī)械效率；ηg為發(fā)電機(jī)效率。

膨脹機(jī)的膨脹比（VFR）如公式（21）所示：

其中：v1為膨脹機(jī)入口工質(zhì)的比體積，m3/kg；v2為膨脹機(jī)出口工質(zhì)的比體積，m3/kg。

膨脹機(jī)的尺寸參數(shù)（SP）如公式（22）所示：

其中：Vout為膨脹機(jī)出口工質(zhì)的體積流率，m3/s；ΔHs為膨脹機(jī)內(nèi)工質(zhì)一次等熵過程的焓降，kJ。

系統(tǒng)的熱效率（ηth）如公式（23）所示：

其中：Exgw為熱源的總，kJ/kg。

膨脹機(jī)內(nèi)效率（ηn），如公式（25）所示：

其中：ηm為機(jī)械效率；ηg為發(fā)電機(jī)效率。

1.3 試驗(yàn)條件及步驟

基于以上模型，試驗(yàn)搭建了冷能回收實(shí)驗(yàn)臺(tái)，工質(zhì)為R245a，保持冷源溫度為0 ℃的條件下改變蒸發(fā)溫度，以探討冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)不同蒸發(fā)溫度下的系統(tǒng)性能特性。首先，在試驗(yàn)準(zhǔn)備階段，需進(jìn)行系統(tǒng)的氣密性檢測(cè)，保證系統(tǒng)各設(shè)備之間的密閉性，使得系統(tǒng)能夠穩(wěn)定運(yùn)行并保證系統(tǒng)數(shù)據(jù)的可靠性；其次，為保證膨脹機(jī)的安全運(yùn)行，使系統(tǒng)快速進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)，啟動(dòng)空氣壓縮機(jī)后，需通過調(diào)節(jié)減壓閥以保證渦輪膨脹機(jī)入口壓力≤200 kPa，當(dāng)供給冷源溫度達(dá)到試驗(yàn)設(shè)定的冷凝工況后，水箱電加熱啟動(dòng)，然后啟動(dòng)恒溫控制系統(tǒng)、循環(huán)水泵，直到達(dá)到試驗(yàn)設(shè)定的蒸發(fā)工況；接著根據(jù)預(yù)先設(shè)定的試驗(yàn)工況，開始調(diào)節(jié)不同蒸發(fā)、冷凝工況，直至系統(tǒng)各參數(shù)在某一工況下不再變化或呈現(xiàn)規(guī)律性波動(dòng)時(shí)，則表明系統(tǒng)已經(jīng)進(jìn)入穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)；最后，啟動(dòng)數(shù)據(jù)采集儀記錄、保存系統(tǒng)各個(gè)參數(shù)數(shù)據(jù)。若改變?cè)囼?yàn)工況，則重復(fù)上述操作。

2 結(jié)果與分析

2.1 系統(tǒng)換熱特性

在冷源溫度為0 ℃和熱水進(jìn)口溫度為80 ℃的試驗(yàn)工況下，蒸發(fā)器側(cè)的熱水出口溫度隨蒸發(fā)溫度的變化曲線如圖3 所示，從圖中可以看出，蒸發(fā)溫度在55～70 ℃的范圍內(nèi)，熱水出口溫度呈線性增長(zhǎng)。其原因是隨著蒸發(fā)溫度的上升，熱水與工質(zhì)之間的換熱溫差不斷降低，而蒸發(fā)器的翅片換熱面積保持不變，導(dǎo)致?lián)Q熱效率下降。所以，熱水進(jìn)出口溫差減小，出口溫度升高。截然不同的是，冷凝器及蒸發(fā)器的熱容量流率隨著蒸發(fā)溫度的升高而下降（圖4）。這是因?yàn)樵诶鋮s溫度和風(fēng)機(jī)風(fēng)量不變的情況下，蒸發(fā)溫度不斷上升，蒸發(fā)器內(nèi)的換熱溫差不斷降低，熱容量流率不斷增大，但蒸發(fā)器內(nèi)的總換熱量降低，所以蒸發(fā)器熱容量流率也會(huì)下降。蒸發(fā)溫度從55 ℃上升至70 ℃的過程中，熱容量流率大約降低了32%。另外，由于蒸發(fā)器總換熱量的降低，系統(tǒng)的冷凝負(fù)荷降低，使得冷凝器內(nèi)部的換熱溫差變大，冷凝熱流率下降，大約降低了29%。

圖3 熱水出口溫度隨蒸發(fā)溫度的變化Fig. 3 Variation of hot water outlet temperature with evaporation temperature

圖4 不同蒸發(fā)溫度下冷凝器（A）和蒸發(fā)器（B）熱容量流率的變化Fig. 4 Variation of condenser(A)and evaporator(B)heat capacity flow rate at different evaporation temperatures

蒸發(fā)器出口工質(zhì)溫度隨蒸發(fā)溫度的變化曲線如圖5 所示，從圖中可見，蒸發(fā)器出口工質(zhì)溫度隨著熱水進(jìn)口溫度的升高而升高。當(dāng)熱水的進(jìn)口溫度保持不變時(shí)，其出口溫度呈現(xiàn)±0.5 ℃的周期性波動(dòng)。在保持熱水溫度在70、75、80 ℃的條件下，蒸發(fā)器出口處工質(zhì)的平均溫度分別為59.70、64.80、70.10 ℃，與入口溫度溫差分別為10.40、10.20、9.80 ℃。另外，隨著系統(tǒng)熱水進(jìn)口溫度的升高，系統(tǒng)工質(zhì)單位質(zhì)量流量下降，吸熱量增大；質(zhì)量流量下降使得蒸發(fā)器換熱量降低，吸熱量增大會(huì)使蒸發(fā)器換熱量增加，然而前者對(duì)蒸發(fā)器換熱量降低的影響高于后者對(duì)蒸發(fā)器換熱量增加的影響，因此蒸發(fā)器的總換熱量降低。

圖5 蒸發(fā)器出口工質(zhì)溫度隨運(yùn)行時(shí)間的變化Fig. 5 Variation of temperature of evaporator outlet working fluid with operating time

2.2 膨脹機(jī)效率

系統(tǒng)運(yùn)行過程中改變蒸發(fā)溫度，膨脹機(jī)的膨脹比變化如圖6 所示，圖中可見，在熱水進(jìn)口溫度70～80 ℃范圍內(nèi)，膨脹機(jī)的膨脹比隨著熱水進(jìn)口溫度的增加而升高。這是因?yàn)楫?dāng)冷源溫度及風(fēng)量不變時(shí)，蒸發(fā)溫度決定了膨脹機(jī)的膨脹比。在熱水進(jìn)口溫度保持為70 ℃時(shí)，膨脹機(jī)膨脹比在2.15～2.27 范圍內(nèi)波動(dòng)，平均膨脹比為2.23，內(nèi)效率為12.5%；在75 ℃時(shí)，膨脹比在2.37～2.64 范圍內(nèi)波動(dòng)，平均膨脹比為2.51，內(nèi)效率為14.57%；在80 ℃時(shí)，膨脹比在2.83～3.18 范圍內(nèi)波動(dòng)，平均膨脹比為3.00，內(nèi)效率為18.3%。隨著熱源溫度的升高，膨脹機(jī)的內(nèi)效率上升。

圖6 膨脹比隨系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)間的變化Fig. 6 Variation of expansion ratio with operating time

2.3 系統(tǒng)不可逆損失

在蒸發(fā)溫度為50～70 ℃范圍內(nèi)變化的試驗(yàn)工況下，系統(tǒng)各個(gè)部件不可逆損失及總不可逆損失的變化如圖7 所示。由圖7 可見，隨著蒸發(fā)溫度的升高，汽輪機(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器、工質(zhì)泵的不可逆損失及系統(tǒng)的總不可逆損失都呈現(xiàn)上升趨勢(shì)。當(dāng)系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度為70 ℃時(shí)，系統(tǒng)部件中蒸發(fā)器的不可逆損失最高，而工質(zhì)泵的不可逆損失較低。這是因?yàn)殡S著蒸發(fā)溫度的升高，熱源與工質(zhì)之間的換熱溫差降低，同時(shí)工質(zhì)的質(zhì)量流量在增加，無論是換熱溫差降低還是質(zhì)量流量的增加都會(huì)使不可逆損失增大，因此，蒸發(fā)器的不可逆損失隨著蒸發(fā)溫度的升高而快速上升。冷凝器的不可逆損失與蒸發(fā)器類似，也是由于蒸發(fā)溫度的提高使冷凝器換熱溫差增加、工質(zhì)質(zhì)量流量增加，從而使不可逆損失增加。工質(zhì)質(zhì)量流量增加對(duì)不可逆損失增大的程度大于工質(zhì)不可逆損失減小的程度，因此不可逆損失總體增加。

圖7 系統(tǒng)各部件不可逆損失和總不可逆損失的變化Fig. 7 Variation of irreversible losses and total irreversible losses for all system component

2.4 系統(tǒng)發(fā)電效率

系統(tǒng)的泵耗功率、發(fā)電功率、凈發(fā)電功率在不同蒸發(fā)溫度的試驗(yàn)工況下變化如圖8 所示，圖中可見，蒸發(fā)溫度在55～70 ℃的范圍內(nèi)，系統(tǒng)的發(fā)電功率、凈發(fā)電功率、泵耗功率隨著蒸發(fā)溫度的升高而增加。系統(tǒng)發(fā)電功率主要取決于單位工質(zhì)質(zhì)量流量及比功率。在試驗(yàn)條件下，二者都隨著蒸發(fā)溫度的升高而增加，因此，系統(tǒng)發(fā)電功率也增加。另外，蒸發(fā)溫度為55 ℃時(shí)，發(fā)電功率約為418 W，蒸發(fā)溫度為70 ℃時(shí)，發(fā)電功功率約為550 W，發(fā)電功率提高了約31.6%，而泵耗功功率增加了26%，凈發(fā)電功率增加了22%，凈發(fā)電功量遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于泵增加的耗功。

圖8 發(fā)電功率、凈發(fā)電功率和泵耗功率隨蒸發(fā)溫度的變化Fig. 8 Variation of power generation rate,net power generation and pump power with evaporation temperature

為探究該系統(tǒng)的性能，計(jì)算了隨著蒸發(fā)溫度的改變，系統(tǒng)的熱效率和效率的變化規(guī)律，結(jié)果如圖9所示，圖中可見，在蒸發(fā)溫度為55～70 ℃的變化范圍內(nèi)，蒸發(fā)溫度升高，系統(tǒng)的熱效率和效率也會(huì)升高。蒸發(fā)溫度為70 ℃時(shí)，熱效率及效率較蒸發(fā)溫度為55 ℃時(shí)分別增加了0.35%和7.2%。其原因在于：當(dāng)系統(tǒng)的冷風(fēng)溫度不變時(shí)，系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度越高，蒸發(fā)器換熱量就越低，這會(huì)使得系統(tǒng)的熱效率不斷增大；隨著蒸發(fā)溫度的上升，熱源水傳遞給工質(zhì)的做功能力越低效率越大。

圖9 系統(tǒng)熱效率和效率隨蒸發(fā)溫度的變化Fig. 9 Variation of system thermal efficiency and exergy efficiency with evaporation temperature

3 結(jié)論

本文基于冷能回收的ORC 系統(tǒng)熱力學(xué)模型，將膨脹機(jī)代替冷庫制冷系統(tǒng)的膨脹閥，實(shí)現(xiàn)了冷電聯(lián)產(chǎn)，并通過試驗(yàn)探究了冷能回收ORC 發(fā)電系統(tǒng)在不同蒸發(fā)溫度條件下的系統(tǒng)特性，分析了不同蒸發(fā)溫度下對(duì)ORC 發(fā)電系統(tǒng)的換熱特性、系統(tǒng)部件不可逆損失以及系統(tǒng)熱效率和效率的影響，結(jié)論如下：

（1）保持冷源溫度為0 ℃，熱水進(jìn)口溫度為80 ℃和體積流量不變的條件下，蒸發(fā)溫度在55～70 ℃范圍內(nèi)，隨著蒸發(fā)溫度的上升，系統(tǒng)內(nèi)蒸發(fā)器的換熱溫差變小，導(dǎo)致蒸發(fā)器內(nèi)的熱容量流率下降，蒸發(fā)器熱負(fù)荷下降。系統(tǒng)熱負(fù)荷的下降也會(huì)使得冷凝器熱容量流率下降，蒸發(fā)器和冷凝器的熱容量流率分別下降了32%和29%。

（2）蒸發(fā)溫度在55～70 ℃的范圍內(nèi)，隨著蒸發(fā)溫度的上升，供熱水出口溫度呈現(xiàn)線性增長(zhǎng)。系統(tǒng)工質(zhì)的單位質(zhì)量流量下降，吸熱量增大，但蒸發(fā)器總換熱量降低，說明工質(zhì)單位質(zhì)量流量吸熱量的增大，并不能抵消因系統(tǒng)工質(zhì)質(zhì)量流量下降所造成的換熱量減小的影響，膨脹機(jī)的內(nèi)效率僅為12.5%～18.3%。

（3）在蒸發(fā)溫度為55～70 ℃的范圍內(nèi)，系統(tǒng)的發(fā)電功率增加了約31.6%，泵耗功增加了26%，增加的凈發(fā)電功率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于泵增加的耗功。隨著蒸發(fā)溫度的上升，系統(tǒng)的凈發(fā)電功率增加了約22%。

（4）在蒸發(fā)溫度為55～70 ℃范圍內(nèi)，系統(tǒng)總不可逆損失及各個(gè)部件不可逆損失也隨著蒸發(fā)溫度上升而上升，其中，蒸發(fā)器不可逆損失上升幅度最大，工質(zhì)泵上升幅度最小。蒸發(fā)溫度在55～70 ℃的試驗(yàn)條件下，隨著蒸發(fā)溫度的上升，系統(tǒng)的熱效率及效率均有所增加。