螺杆膨胀机有机工质朗肯循环低温发电系统的实验与最优化设计
杨晓晨，张于峰，魏莉莉，穆永超，李虎
(天津大学 环境科学与工程学院，天津，300072)
摘要：研究最适合有机工质朗肯循环低温发电系统的蒸发器形式。通过采用几种常用工质进行实验，分析对比同样外界条件下系统的发电量及火用效率等系统性能评价指标。实验证明，有机工质液体比热容与汽化潜热的比值是一个决定性因素。通过一系列理论分析和仿真实验，最终设计出一种最优化的蒸发器组合，大大提高了系统的发电量和效率，并成功将系统的热源可利用最低温度降低至58 ℃。
关键词：有机朗肯循环；螺杆膨胀机；蒸发器；过热度；热效率
中图分类号：TK01+8 文献标志码：A 文章编号：1672-7207(2012)S1-0168-07
Experiment and optimal design for
screw-drive organic Rankine cycle generation system
YANG Xiao-chen, ZHANG Yu-feng, WEI Li-li, MU Yong-chao, LI Hu
(School of Environmental Science and Engineering, Tianjin University, Tianjin 300072, China)
Abstract: The optimal evaporator for organic Rankine cycle was focused on. Based on the experimental data of several common working fluids, the evaluation indexes, such as electricity output and energy efficiency, were analyzed and compared. According to the experiment results, the liquid capacity and latent heat of the working fluid were found as the key factors. Based on theoretical analysis and simulation experiments, an optimal evaporator was innovated, thereby improving the electricity output and efficiency enormously, and the recoverable temperature of the heat source was lowered to 58 ℃ by the experiment.
Key words: organic Rankine cycle; screw expander; evaporator; superheating degree; thermal efficiency
低品位热能的来源有很多，Schuster等[1]和Hung等[2]指出如地热、生物质燃烧热、太阳能、工业低温余热或者微型CHP等低品位热能都可为之所用。然而，这部分能源的总量十分巨大。因此，最大化地回收再利用低品位能源对于缓解当今世界能源危机、减少化石燃料的燃烧和随之产生的温室气体排放量、降低温室效应等具有十分重要的现实意义。
在此基础上，低温余热发电技术逐渐发展起来并引起了人们越来越多的重视。有机工质朗肯循环最初是由Frank Ofeldt 在1883年应用于发电系统中[3]。随后，针对ORC低温发电系统的研究一直持续至今。2007年，Madhawa Hettiarachchi等[4]制造的地热源低温发电系统，系统效率可达10%。通过采用n-戊烷为工质，Nguyen等[5]制造的余热发电系统的发电量可以达到1.5 kW。Cheng等[6]通过采用较大的冷热源温差，使设计的ORC发电系统最大效率达到20%。
有机工质低温余热发电系统具有较大的经济效 益[7]，如以色列的ORMAT等公司已经将此技术运用于地热电站[8], 以地热为低温热来源的总装机容量达到了700 MW[9]。不仅如此，低温余热发电系统还对解决环境问题有所帮助[10-11]。以美国2002年能源消耗计算，通过采用有机工质低温朗肯循环发电方式，可以减少286万t二氧化碳排放量，5 063 t氮氧化物排放量和1 215 t二氧化硫[12]排放量。
但是，大多数研究多集中于以透平为动力设备的系统方式。由于透平机自身结构的限制，这种系统很难利用温度低于90 ℃的热能。然而采用螺杆膨胀机，系统所能利用的热源温度将会大大降低。
同时，针对提高蒸发器换热效率、优化蒸发器形式的研究寥寥无几。但蒸发器作为系统热交换过程的核心设备，对于整个系统发电量和效率的影响却是举足轻重的。因此，本文作者着重分析蒸发过程的各个影响因素，诸如热源温降，蒸发器换热形式等。通过具体实验数据进行对比，并最终设计一个最优化的组合蒸发器。
1 实验及研究方法
1.1 螺杆机有机朗肯循环系统简介
如图1所示，有机工质ORC循环发电系统主要包括4个组成部分，即蒸发器、冷凝器、螺杆膨胀机和工质泵。低品位热源经过蒸发器将热能传递给有机工质。实验中采用逆流换热来提高传热效率。除了基本的4个部件之外，即系统采用1台装机容量为10 kW的三相同步发电机将膨胀机所转化的机械功再次转化为电能。通过自控系统调节所产生电能的频率和周期使之与外网同期并最终传输人外部电网。
图1 ORC低温发电系统流程图
Fig.1 Flow chart of organic Rankine cycle generation system
1.2 螺杆机与透平机的性能对比
虽然透平机和螺杆膨胀机在系统中的连接方式相同，但是二者对于所需工质的相态要求却相差很大。
为了避免液击现象的发生，透平机不允许液态工质通入。作为透平机的工质，有机工质必须为饱和蒸汽状态或者过热气态，否则，膨胀后凝结的液滴会直接损害高速旋转的透平机叶片。
与透平机相比，螺杆膨胀机的工作原理明显不同。螺杆膨胀机是一种容积式的动力设备。通过采用螺杆代替旋转叶片，液体对其的影响微乎其微。因此，对于螺杆膨胀机来说，不仅可以使用饱和气态工质，而且也可使用气液两相工质。这样，螺杆机中的工质流体的温度大大降低了，也有利于与更低温度的热源进行换热。而且，由于液体的导入可以减少螺杆膨胀机的泄露损失，对于螺杆膨胀机而言，两相工质的工作性能甚至比纯气体更加优越[13]。
如图2所示，采用螺杆膨胀机和透平的系统分别进行不同的热力循环过程。a-b-c-e-d′-e′-a为透平系统的热力过程，在进入透平之前，工质的状态最好为过热气态以保证膨胀终了时不会有液滴凝结。而对于螺杆膨胀机，a-b-c-d-e-a循环的热力过程则更为合适。
图2 螺杆膨胀机和透平膨胀机的不同热力循环
Fig.2 Thermal process of screw and turbine
d-e和d′-e′分别代表两种系统的膨胀过程。由图2可以看出：虽然d′-e′的焓降略微多于d-e的焓降，但是透平系统的冷热负荷远远高于螺杆机系统的冷热负荷。因此，其所需要的热量和释放的热量更多，显然这部分热量是没被妥善利用的。同时，膨胀机进口出工质的密度决定工质的实际做功能力，而过热度越高，工质的密度就越低，从而直接影响系统的发电量。系统的发电量可表示为：
(1)
式中：W为系统对外所做的功，kW；ρ为螺杆机进口处工质的密度，kg/m3；V为膨胀体积(螺杆机齿间容积)，m3；hd为螺杆机进口处工质的焓，kJ/kg；hg为螺杆机出口处工质的焓，kJ/kg。
当螺杆膨胀机型号确定后，螺杆机齿间容积V就随之确定并保持恒定。因此，系统发电量仅取决于工质的焓降和工质在螺杆膨胀机进口处的密度。随着蒸发温度的升高，有机工质密度的增高比焓降变化显著得多。因此，过热度对于系统发电量有着消极的影响。
鉴于以上原因，饱和气态工质在螺杆膨胀机驱动的ORC发电系统中发电效果会更好。
1.3 热源温降对于系统的影响
低品质热源温度对于有机工质的蒸发温度具有决定性影响。实际过程中，热源在蒸发器的换热过程中不可避免地会发生温度降低，然而，热源温降同样对有机工质吸热及系统效率的影响十分深远。
通常，热源与有机工质在蒸发器中的换热过程为逆流换热，如图3所示。
图3 热源温降对于换热过程的影响
Fig.3 Influence of on heat exchange process temperature decrease of heat source
实际过程中，热源温度随传热过程的进行并不是恒定不变的，而是如图3中a-b所示，温度不断降低。一旦传热方式和蒸发器形式确定后，一个固定的传热温差(节点温差)随之产生[14-15]，如图3中的?T。节点温差的存在，限制了有机工质的最大蒸发温度和蒸发压力。曲线c-d-e-f代表在较大热源温降的情况下，有机工质的吸热过程曲线。在这样的前提下，有机工质的蒸发温度只能局限于d点，显然蒸发温度和蒸发压力只能维持在一个较低水平，吸热量也较低。而这样的蒸发过程明显不能实现最大限度地回收低品位热能的目的。
曲线c-d′-e′-f′所示为在热源温降较小的情况下，采用同种有机工质的吸热过程曲线。此时保持热源进口温度不变，热源的出口温度由b提升到b′，由前述可知，此时的节点温差也保持不变。在这种情况下，热源的平均温度较前种情况下的有所提升，使得有机工质的蒸发温度和蒸发压力也明显提高了，如图3所示。有机工质蒸发所需要的气化潜热减小，有利于提升系统的热效率。
1.4 不同形式蒸发器的对比
作为能量的提供者，蒸发器是整个低温发电系统的重要组成部分。流程、传热系数和传热面积直接影响整个热传递过程。
目前被广泛应用的蒸发器主要包括板式蒸发器、套管式蒸发器和满液式蒸发器。
板式换热器由于其较高的换热效率、较小的传热面积和轻巧的外形尺寸等因素被广泛应用于余热回收及食品加工等各个领域。而套管换热器由于采用了两管相套的形式，具有很长的换热流程，因此其对流换热系数较高。而满液式蒸发器的结构紧凑、使用方便，且有机工质则常常采用肋化铜管以加强传热，传热效果好[16]。
板式蒸发器和干式套管式蒸发器相似，都是建立在“液-液换热”加“气-液换热”基础上的。尽管液-液换热的传热系数较高，但是由于气体热阻大，气-液换热的传热系数就要低许多，且很难控制气体的过热度，这是板式蒸发器和干式套管蒸发器应用上的局限性。然而，对于满液式蒸发器却不存在这个问题。只要有机工质液体液位不低于加热管最高位置，就能保证热源与有机工质之间的传热方式为液-液换热。因此，只要控制好进入蒸发器的工质的过冷度，即可保证蒸发器的工质状态为饱和气体。
而且，无论是板式蒸发器还是套管式蒸发器，其储液能力都不强。这样，就造成了液位随蒸发过程而波动，使蒸发量随着循环流量的变化很不稳定，且不容易控制蒸汽过热度。
但是，相比之下满液式蒸发器的储液能力就强得多，因此，其蒸发器中液体工质的液位相对稳定，蒸发量波动受流量波动小，系统运行较为稳定。
本文作者通过实验对于以上3种常用蒸发器的工质性能进行深入对比。热源采用温度和流量均可调的热水模拟。通过对于传热效果和热效率的分析，最终制作出一种新型组合式换热器。
2 结果及讨论
2.1 热源温降对系统整体的影响
采用R142b为工质，冷凝温度保持不变，控制低温热源所携带热量不变，按照温差大小将实验数据划分为2组。
在确保系统始终能向外输出电能的情况下，热源初始温度由83 ℃逐渐降低至58 ℃，热源温降与初始温差的关系如图4所示。始终保持在相同的热源初始温度下，曲线1所代表的热源温降大于曲线2上相应的数据。
图4 热源温降与热源初始温度的关系
Fig.4 Relationship between temperature decrease and initial temperature of heat source
由图4可见：在整个温度区间内曲线1上数据所对应的热源温降几乎始终为曲线2上数据的1.25倍。
不同热源温降对于热源放热量、系统发电量及系统热效率的影响如图5~7所示。
图5 不同温降下热源的放热量
Fig.5 Thermal discharge of heat source at different temperature decreases
热源温降对热源放热量存在直接影响。当热源初始温度为58 ℃时，由图4所示曲线2代表的热源温降为5.7 ℃，曲线1代表的热源温降为4.4℃。而此时热源的放热量分别为51.5和67.4 kW，小温差组的热源换热量几乎为大温差组的1.3倍。而这种趋势在随着热源初始温度的升高而更加明显。当热源初始温度为83 ℃时，大温差热源放热量为103.91 kW，而小温差热源放热量为136.33 kW，大温差热源比小温差热源的放热量减少了32.42 kW。
图6 不同热源温降下系统的发电量
Fig.6 Power output of system at different temperature decreases
图7 不同热源温降下系统的热效率
Fig.7 Energy efficiency of system at different temperature decreases
热源温降对于发电量的影响表现出相同的趋势。如图5所示，随着热源初始温度的升高，大温降组和小温降组的发电量都有所增加。但是很明显，在整个温度区间内，小温降热源组的发电量始终高于大温降组的发电量。在 83 ℃时大温降热源和小温降热源同时到达发电量最大值。大温降热源组的最大值为7.1 kW，而小温降热源组的最大值达到了8.0 kW，比前者增加了12.6%。
而不同热源温降下的系统热效率如图7所示。显然，小温降热源的系统火用效率始终高于大温降的系统火用效率。同样，在83 ℃时，两组实验数据均达到最大值，大温降组的最大值为6.80%，而小温降组的最大值达到7.44%。数据显示：热源温差越大，系统的火用损失越大。热源温降每增加25%，将导致9.5%的系统热效率损失。
通过以上的分析可知：低温热源造成的温降是在设计蒸发器时必须考虑的因素，因为过大的热源温降对于整个系统运行存在明显的不利影响。因此，在保证热源热量不变的情况下，一个理想的蒸发器设计不应该对热源造成较大的进出口温差。
2.2 不同蒸发器的对比实验
2.2.1 板式蒸发器
由于板式蒸发器的流程短，储液能力弱，因此，很难控制板式蒸发器中的蒸发过程。工质在蒸发过程中往往容易被加热成过热气体。过热度的大小直接由工质液体在蒸发器中的液位决定。液位越低，工质气体过热的程度就越高。如果大部分热源的热能用来加热过热气体，真正用于使工质蒸发汽化的热量所占比例会大大降低，从而使系统发电量明显下降，并导致系统效率降低。如表1所示，工质的过热度越高，蒸发器中的换热量就越低。
表1 板式换热器测试结果
Table 1 Environmental parameters of plate evaporator
2.2.2 满液式蒸发器
在满液式蒸发器中，只要工质液位不低于加热管的最高位置，就能保证工质与热源进行液-液换热，这种换热形式保证了几乎所有来自热源的热能都用来使工质蒸发而不是过热。因此，满液式蒸发器中，工质的过热度一般都很小，如表2所示。但是，满液式蒸发器对于工质来说几乎没有流程，因此，要通过满液式蒸发器使工质温度提高很多十分困难。如果工质进入蒸发器时的过冷度较大，还会引起蒸发量不足，甚至使系统发电量受到不利影响。
表2 满液式蒸发器测试结果分析
Table 2 Environmental parameters of flooded evaporator
2.2.3 干式套管式蒸发器
对于干式套管蒸发器，随着换热器流程的增加，工质的温度也将有所上升。因此，干式套管蒸发器因其具有较长的换热流程，而具有很强的传热功能，可以使工质得到大幅温升，如表3所示。但是，它也有着和板式蒸发器相同的问题。干式套管蒸发器的储液能力同样很弱，导致蒸发过程的不稳定性，过热度也难以控制。
表3 干式套管式换热器的实验结果
Table 3 Environmental parameters of double pipes evaporator
2.2.4 新型组合式蒸发器设计
在有机工质朗肯循环中，工质在蒸发器中的蒸发过程包括3个部分：液体工质吸热升温过程、保护液体工质蒸发汽化过程及饱和气体工质吸热过热的过程。对于螺杆膨胀机驱动的有机朗肯循环低温发电系统，进入螺杆机前的工质不必是过热状态，而最佳的工质状态是饱和气态。且低温热源的温降也对系统性能发挥有消极影响，应该尽量减少。
为了满足以上要求，本实验设计出一种全新的组合式蒸发器。组合式蒸发器主要包括两部分：预热器及主蒸发器。其中，预热器的主要功能是加热液体工质、较大幅度地提升液态有机工质的温度，从而提高蒸发温度和蒸发压力。在预热器的出口处，液态工质的温度即为工质的蒸发温度。而在主蒸发器中，只发生饱和液体吸热蒸发汽化的过程。很明显，为了大幅度提升工质温度，预热器应采用干式套管蒸发器，而为了尽量降低过热度，保证蒸发器出口工质为饱和气体，主蒸发器更适用于满液式蒸发器。
新的蒸发过程如图8所示。
图8 新型组合蒸发器中的蒸发过程
Fig.8 Evaporating process in new type combined evaporator
b-p为工质首先在预热器中发生的传热过程，p-a为工质在主蒸发器中发生的传热过程。由于液态工质吸收温升和饱和液态工质吸热蒸发分别在2个蒸发器中进行，节点温差不再影响系统的蒸发温度。因此，有机工质可以吸收更多余热，提高自身蒸发温度和蒸发压力，而系统的发电量也会随之明显升高。
如表4所示，工质在预热器出口处的温度很接近工质本身的蒸发温度，说明工质在预热器出口的状态很接近饱和状态。而在主蒸发器出口处，工质的过热度很小，均小于1，说明蒸发过程结束时，工质的状态极接近饱和气态。并且，由于采用了储液能力强的满液式蒸发器作为主蒸发器，工质过热度并没有太大波动，工质蒸发过程趋于稳定。与采用单一蒸发器时相比，工质的换热量也大大增加了。
新型组合式蒸发器的实物图如图9所示。
表4 新型组合式蒸发器的实验结果
Table 4 Environmental parameters of combined evaporator
图9 组合式蒸发器
Fig.9 Combined evaporator
3 结论
(1) 饱和气态工质更适合于螺杆膨胀机低温发电系统，因此，工质没有必要加热成为过热气体。
(2) 在实际过程中，热源势必存在一定的温降。热源温降在一定程度上限制了工质的蒸发温度。因此，系统发电量也会随着热源温降的增大而降低。在R142b的实验中，在热源热量不变的情况下，热源温降幅度增大25%，将导致系统发电量损失12.6%以及系统热效率降低9.5%。因此，在热源携带热量不变的情况下，良好的蒸发设备不应使热源进出口温差过大。
(3) 通过对比3种不同形式蒸发器的蒸发特点以及蒸发过程不同阶段的不同需要，将蒸发过程划分为预热和蒸发2个独立过程。预热过程中，液态工质由于需要较大温升，因此更适合于采用干式套管式换热器，而蒸发过程，由于不需要过热度及对系统稳定性的要求，更适合于采用满液式蒸发器。组合式蒸发器不再受节点温度的制约，可以保证系统在稳定运行的同时，使有机工质蒸发温度适当升高，并且蒸发器出口处的工质接近理想状态——饱和气态。
参考文献：
[1] Schuster A, Karellas S, Kakaras E, et al. Energetic and economic investigation of organic Rankine cycle applications[J]. Applied Thermal Engineering, 2009, 29(8/9): 1809-1819.
[2] Hung T C, Shai T Y, Wang S K. A review of organic rankine cycles (ORCs) for the recovery of low-grade waste heat[J]. Energy, 1997, 22: 661-667.
[3] Dai Y, Wang J, Gao L. Parametric optimization and comparative study of organic Rankine cycle (ORC) for low grade waste heat recovery[J]. Energy Conversion and Management, 2009, 50: 576-582.
[4] Madhawa Hettiarachchia H D, Golubovica M, Worek W M. Optimum design criteria for an organic Rankine cycle using low-temperature geothermal heat sources[J]. Energy, 2007, 32: 1698-1706.
[5] Nguyen V M, Doherty P S, Riffat S B. Development of a prototype low-temperature Rankine cycle electricity generation system[J]. Applied Thermal Engineering, 2001, 21: 169-181.
[6] Cheng E C, Sanjayan V, Amer N D. Solar thermal organic Rankine cycle as a renewable energy option[J]. Journal Mekanikal, 2005, 20: 68-77.
[7] 顾伟, 翁一武, 曹广益, 等. 低温热能发电的研究现状和发展趋势[J]. 热能动力工程, 2007, 22: 115-119.
GU Wei, WENG Yi-wu, CAO Guang-yi, et al. The current research situation and development of the low-temperature generation[J]. Journal of Engineering for Thermal Energy and Power, 2007, 22: 115-119.
[8] Bronicki L Y. Organic Rankine cycles in geothermal power plants 25 years of Ormat experience[C]// Proceedings of GRC Annual Meeting: Ren, NV, 2007: 499-502.
[9] Marco F V. Optimal design of binary cycle power plants for water-dominated, medium-temperature geothermal fields[J]. Geothermics, 2009, 38: 379-391.
[10] Yamamoto T, Furuhata T, Arai N, et al. Design and testing of the organic Rankine cycle[J]. Energy, 2001, 26: 239-251.
[11] WEI Dong-hong, LU Xue-sheng, LU Zhen, et al. Performance analysis and optimization of organic Rankine cycle (ORC) for waste heat recovery[J]. Energy Conversion and Management, 2007, 48: 1113-1119.
[12] 王伟, 吴玉庭, 马重芳, 等. 单螺杆膨胀机的初步实验研究 [J]. 太阳能学报, 2009, 3: 30-32.
WANG Wei, WU Yu-ting, MA Chong-fang, et al. Primary experimental research of single-screw expander[J]. Solar Energy, 2009, 3: 30-32.
[13] 王维. 汽液两相螺杆膨胀机特性实验研究及实验装置[J]. 天津城市建设学院学报, 1995(1): 61-64.
WANG Wei. The relationship between internal volume expansion of helical screw expander and its structure parameters[J]. Journal of Tianjin Institute of Urban Construction, 1995(1): 61-64.
[14] Koglbauer S G, Wendland M, Fischer J. Working fluids for low-temperature organic Rankine cycles[J]. Energy, 2007, 32: 1210-1221.
[15] 严家騄. 低温热能发电方案中选择工质和确定参数的热力学原则和计算式[J]. 工程热物理学报, 1982, 3: 1-7.
YAN Jian-lu. Thermodynamic principals and formulas for choosing working substance and parameters in designing power plant of low temperature heat[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 1982, 3: 1-7.
[16] 彦启森. 空气调节用制冷技术[M]. 北京: 中国建筑工业出版社, 2004: 102-104.
YAN Qi-sen. Air conditioning refrigeration technology[M]. Beijing: China Architecture and Building Press, 2004: 102-104.
(编辑 陈卫萍)
收稿日期：2012-01-15；修回日期：2012-02-15
基金项目：国家基础研究发展计划(“973”计划)项目 (2009CB219909)；教育部创新团队项目(IRT0396)
通信作者：杨晓晨(1986-)，女，天津人，硕士，从事供热、供燃气、通风及空调工程研究；电话：13920438973；E-mail: chenr_624@hotmail.com
