排气和冷却液余热回收ORC系统优化方案

内燃机冷却液的温度比排气低很多，冷却液余热能的品位虽然比不上排气余热能，但其所占的比例非常大，具有较大的回收潜力。内燃机余热回收ORC系统最好能同时回收排气余热和冷却液余热，最大限度地回收这两部分余热，对提高内燃机的燃油经济性有重要意义。同时回收冷却液余热和排气余热的ORC系统目前主要有单ORC系统和双ORC系统两种设计形式。单ORC系统利用一个有机朗肯循环同时回收排气和冷却液携带的余热能；双ORC系统采用两个不同的有机朗肯循环，分别回收排气和冷却液所携带的余热能。

早在20世纪80年代，基于一台243 kW的奔驰OM422A增压柴油机，Aly设计了一种采用R12工质的单循环ORC系统来同时回收排气和冷却水的余热能［16］，整个系统如图5-13（a）所示，对应工作过程的P-h图如图5-13（b）所示。首先，有机工质被工质泵加压到2 MPa，随后在蒸发器内R12工质被88℃的冷却水加热蒸发，此时工质温度为75℃，发动机冷却水被降温到82℃后重新流入发动机缸体。流出蒸发器的有机工质在回热器中被膨胀机出口的1 MPa、155℃的乏气加热，随后被发动机涡轮出口的排气进一步加热到180℃，发动机排气温度则降低到130℃。接着，工质在膨胀机中膨胀，压力降低到1 MPa。假设膨胀机和工质泵的效率为80%，ORC系统可输出净功率38.5 kW。发动机-ORC的联合系统的净输出功率与原机相比可提高16%。

图5-13　A ly设计的单循环ORC系统及其工作过程的P-h图［16］

在Aly设计的单循环ORC系统中，冷却液余热用于蒸发有机工质，排气余热将工质进一步加热到过热状态。Song等设计了一种单循环ORC系统，利用冷却液余热来预热工质，随后利用排气余热来蒸发有机工质，整个系统如图5-14所示。发动机出口的冷却水温度为90℃，将有机工质最高预热到84℃。图5-15所示为当单循环ORC系统分别采用环己烷、苯和甲苯为工质时，系统工作性能随预热器出口的有机工质温度（预热温度）的变化情况［17］。随着预热温度的升高，3种工质的蒸发温度均逐渐下降，而工质流量逐渐增大。在同样的预热温度下，环己烷的蒸发温度比苯和甲苯高40℃左右。对环己烷而言，净输出功率随着预热温度的升高而增大，而对于苯和甲苯而言，存在一个最佳的预热温度，使系统的净输出功率最大。当预热温度达到84℃时，采用环己烷的单循环ORC系统的净输出功率达到最大值99.7 kW。系统热效率随着预热温度的升高而逐渐降低，环己烷的降低幅度明显小于苯和甲苯。3种工质的预热器热负荷随着预热温度的升高基本上同步增大。

图5-14　Song等设计的单循环ORC系统［17］

国内外还有很多学者研究了同时回收排气余热和冷却液余热的ORC系统性能。基于一台1.8L汽油机，Boretti［18］，［19］研究了不同ORC系统的性能，当采用R245fa为工质时，仅回收排气余热时联合系统热效率最大能提高6.4%，平均提高3.4%；仅回收冷却液余热时联合系统的热效率最大能提高2.8%，平均提高1.7%，如果同时回收排气余热和冷却液余热，联合系统的总热效率最大能提高8.2%，平均提高5.1%。Arias等［20］研究了3种形式的有机朗肯循环：（1）仅利用排气余热；　（2）利用冷却液余热预热工质，利用排气余热蒸发工质；（3）利用工质冷却内燃机，同时被预热后的工质进一步由排气余热蒸发。由于采用水为工质，当仅利用排气余热时，回收的能量为输入能量的1.5%以下，当采用第3种方法时，能回收约7.5%的总余热能。

图5-15　预热温度对单循环ORC系统工作性能的影响［17］

（a）蒸发温度；（b）工质流量；（c）净输出功率；（d）系统热效率；（e）预热器热负荷

一般而言，柴油机的压缩比比汽油机高很多，导致柴油机的热效率和经济性优于汽油机，也使柴油机的排气温度低于汽油机，尤其是在大功率工况下。虽然柴油机的排气温度低于汽油机，但是柴油机的排气余热也具有很大的回收价值。Teng等［21］，［22］研究了采用中沸点纯有机工质和非共沸二元混合工质的超临界ORC系统的工作性能，设计的系统用于回收柴油机的排气、进气中冷器和EGR冷却器的余热。柴油机输出机械功率最高可增加55 kW，与原机相比增加了20%，联合系统的总热效率可达50%以上。针对某固定式内燃机的余热回收，Vaja等［23］分析了3种不同的ORC系统：　（1）回收内燃机排气余热的简单ORC系统；（2）同时回收内燃机冷却液余热和排气余热的简单ORC系统；（3）利用内燃机排气余热的带回热器的ORC系统。采用苯为工质时，后两种ORC系统的联合系统的热效率能提高12%，且第二种ORC系统的换热器设计尺寸更紧凑。

基于一台311 kW的两级涡轮增压重型柴油机，Polz等［24］和Serrano等［25］研究了余热回收循环与内燃机的不同组合方式：（1）采用以水为工质的朗肯循环回收冷却液、EGR、排气、前级中冷和后级中冷的余热；（2）采用以水为工质的朗肯循环回收EGR和排气的余热，采用有机朗肯循环回收冷却液、前级中冷和后级中冷、以及排气的余热；（3）采用以水为工质的朗肯循环回收排气、EGR和后级中冷的余热。采用这3种方式回收柴油机的余热，输出功率能提高10%～19%，有效燃油消耗率降低8.5%～16%，3种方式中第二种方式改善性能的效果最好。Hountalas等［26］和Katsanos等［27］研究了回收重型柴油机余热的ORC系统，仅回收排气余热和EGR余热，采用R245ca为工质时有效燃油消耗率降低8.5%～10.2%，采用水为工质时有效燃油消耗率降低6.1%～7.5%。同时回收中冷器、EGR和排气的余热时，采用R245ca为工质时有效燃油消耗率最大能降低11.3%，采用水为工质时有效燃油消耗率能降低9%。

由于排气温度比冷却液温度高很多，难以通过一个有机朗肯循环同时充分回收这两部分余热，可采用一个导热油为媒介的中间换热循环，将排气余热先传递给导热油，将导热油的温度控制到与冷却液匹配的水平，再采用一个单循环ORC系统回收余热。针对CNG发动机的余热回收，Kalina［28］研究了3种不同的余热回收系统：（1）采用一个有机朗肯循环同时回收冷却液和排气的余热；（2）采用一个中间循环将排气余热先传递给导热油，再用有机朗肯循环回收导热油和冷却液的余热；（3）采用两级有机朗肯循环分别回收排气和冷却液的余热，采用R123为工质的有机朗肯循环回收排气的余热，采用R245fa为工质的有机朗肯循环回收冷却液余热。针对卡特彼勒的CAT3412LE发动机的分析显示联合系统热效率能提高5.5%，总发电效率能达到23.6%～28.3%，与原机相比，提高了1.4%～1.7%。由于导热油在换热过程造成了大量的损，导致热效率的改善效果并不明显。

车用发动机的工况非常复杂，发动机会在很大的转速和负荷范围内变化，为了在各种发动机工况下都能充分回收车用发动机排气和冷却液的余热，宝马公司设计了一种复叠式双ORC系统，图5-16所示为该系统的构型。该系统的高温循环采用水为工质，用于回收排气余热，低温循环采用乙醇为工质，用于回收冷却液、高温循环的冷凝热和排气的余热。Ringler等［29］基于一台乘用车用4缸汽油机，对比分析了仅利用排气余热和同时利用冷却液余热和排气余热的两种ORC系统，并在发动机台架上进行了试验，同时利用冷却液余热和排气余热的ORC系统的输出功率可达汽油机输出功率的10%。

图5-16　宝马公司开发的同时回收排气余热和冷却液余热的复叠式双ORC系统［29］

1—冷凝器；2—泵；3—蒸发器；4—高温冷凝器；5—过热器；6—低温冷凝器；7—低温膨胀机；8—高温膨胀机

由于水和乙醇均为湿工质，在回收排气余热和冷却液余热时工作效率不高，Wang等针对汽油机排气和冷却液的余热回收，设计了一种采用有机工质的双ORC系统［30］。图5-17为该系统的结构简图。高温循环包含的部件有工质泵1、蒸发器1、膨胀机1、发电机1、预热器、储液罐1以及连接它们的管路，低温循环包含的部件有工质泵2、预热器、蒸发器2、膨胀机2、发电机2、冷凝器、冷凝器风扇、储液罐2以及连接它们的管路。高温循环采用R245fa为工质，R245fa为干工质，具有较高的沸点和临界温度，用于排气余热回收时具有较高的效率。低温循环采用R134a为工质，R134a被广泛用于车用制冷系统，由于冷却水的温度较低，采用低沸点的R134a工质有利于从冷却水中吸收余热。双ORC系统工作过程的T-s图如图5-18所示。当双ORC系统工作时，工质泵1从储液罐1中将处于饱和液体状态HT1的R245fa加压到HT2状态，送往蒸发器1，R245fa在蒸发器1内吸收排气余热并转变为饱和气体状态HT3，经膨胀机1膨胀并带动发电机1发电。膨胀后处于过热气体状态HT4的R245fa，经预热器将热量传递给低温循环的R134a工质。在低温循环内，工质泵2从储液罐2中将饱和液体状态LT1的R134a加压到LT2状态。在预热器中，R134a被高温循环的R245fa加热到气液两相状态LT3，再经蒸发器2继续吸收冷却液余热，并转变为过热状态LT4。R134a为湿工质，需要保持一定的过热度，以防止在膨胀机中出现液击现象。R134a在膨胀机2中膨胀到过热蒸气状态LT5，并在冷凝器中冷凝到饱和液体状态LT1。在预热器内，设低温循环的工质温度比高温循环的工质温度低5℃。

图5-17　一种汽油机余热回收用双ORC系统［30］

图5-18　汽油机余热回收用双ORC系统工作过程的T-s图［30］

图5-19所示为某车用汽油机的燃料燃烧能量、排气余热和冷却液余热的对比。图5-19（a）所示为根据汽油低热值计算的燃料燃烧能量。图5-19（b）所示为排气余热在整个发动机工作范围内的分布。随着汽油机功率的增加，燃料燃烧能量近似成线性增加，在汽油机额定工况点，燃料燃烧能量达到613 kW，排气余热也随着汽油机功率的增加近似线性增大，在汽油机额定工况点，排气余热达到233 kW。汽油机工作时，输出功率与进入气缸的可燃混合气的质量近似成正比，可燃混合气的质量越大，输出功率越大。由于该汽油机的空燃比总在理论空燃比附近，因此随着喷油量的增大，燃料燃烧能量和排气余热均增大。图5-19（c）所示为冷却液余热随发动机工况的变化趋势。图5-19（d）所示为不同余热的对比情况。在整个汽油机工作范围内，燃料燃烧能量明显大于输出功率。在中大负荷范围内，随着汽油机负荷的增加，燃料燃烧能量逐渐增大。当发动机工况一定时，排气余热大于冷却液余热，而输出功率最小。在汽油机最大功率点附近，排气余热明显大于冷却液余热。

图5-19　某车用汽油机的余热特性［30］

（a）燃料燃烧能量；（b）排气余热；（c）冷却液余热；（d）发动机全工况范围内不同能量的对比

图5-20所示为采用双循环回收该汽油机的排气余热和冷却液余热时的工作性能。图5-20（a）所示为高温循环净输出功率的变化，随着汽油机负荷的增加，净输出功率近似线性增加，在汽油机的额定工况点，高温循环净输出功率达到9.6 kW。图5-20（b）所示为低温循环净输出功率的变化，随着汽油机负荷的增加，净输出功率大致呈线性增加，在汽油机的额定工况点，低温循环的净输出功率为26.4 kW。在整个工作范围内，低温循环的工质流量和净输出功率明显大于高温循环，在大负荷区域尤其明显。在额定工况点，低温循环净输出功率是高温循环的2.76倍。这主要是由于低温循环的吸热量比高温循环大很多，另外，低温循环的工质流量也明显大于高温循环。图5-20（c）所示为采用双ORC系统后，与原机相比总输出功率的提高比例。在与原机相比油耗较低的区域，输出功率提高比例较小，为14%～16%。这是由于此区域的热效率较高，余热的比例相对较小。在汽油机低负荷区域，输出功率的提高比例增大，达到35%～46%。图5-20（d）所示为与原机相比有效热效率提高比例。在高热效率区域，汽油机-ORC的联合系统的有效热效率提高比例为14%～16%，在低负荷区域，有效热效率提高比例为30%～50%。

图5-20　汽油机双ORC系统的工作性能［30］

（a）高温循环净输出功率；（b）低温循环净输出功率；（c）发动机输出功率提高比例；（d）有效热效率提高比例

由于现代柴油机广泛采用增压技术，在进行柴油机的余热回收系统设计时，还要考虑增压中冷余热。针对某车用柴油机设计的双ORC系统如图5-21所示［31］。高温循环采用R245fa为工质，用于回收排气余热。高温循环由工质泵1、蒸发器1、膨胀机1、预热器、储液罐1和相应的连接管道组成。低温循环采用R134a为工质，用于回收进气中冷余热、高温循环残余的余热和内燃机冷却系统的余热。低温循环由工质泵2、中冷器、预热器、蒸发器2、膨胀机2、冷凝器、储液罐2和相应的连接管道组成。高、低温循环通过预热器耦合在一起。

图5-21　柴油机余热回收用双ORC系统［31］

当双ORC系统开始工作时，储液罐1中的R245fa被加压送往蒸发器1，在蒸发器1内，R245fa回收排气余热并转变为饱和气体状态HT3，随后，R245fa经膨胀机1膨胀并在膨胀机1出口转变为过热气体状态HT4，最后，R245fa经预热器将热量传给R134a，并冷凝成饱和液体状态HT1。同时，低温循环储液罐2中的R134a被工质泵2加压送往中冷器，R134a吸收压气机流出的高温空气余热，接着，R134a进入预热器，吸收高温循环中R245fa的冷凝热量，并转变为两相状态LT4。随后，在蒸发器2内，被冷却液加热到过热气体状态LT5，经膨胀机2膨胀后R134a转变为低压过热气体状态LT6，最后，经冷凝器冷凝到饱和液体状态LT1。

图5-22　柴油机余热回收用双ORC系统的工作性能［31］

（a）双ORC系统的净输出功率；（b）净输出功率提高比例；（c）联合系统的有效燃油消耗率；（d）有效燃油消耗率降低比例

该双ORC系统的工作性能如图5-22所示。图5-22（a）所示为双ORC系统的净输出功率的变化。随着柴油机输出功率的增加，双ORC系统的净输出功率也相应增加。在柴油机额定工况点，双ORC系统的净输出功率达到18.9 kW，约为原机输出功率的19%。在整个工作范围内，与原机相比，柴油机-ORC的联合系统净输出功率提高比例如图5-22（b）所示。在高效率区域，提高比例较小，为14%～16%，在低负荷区域，提高比例较大，为38%～43%。联合系统的有效燃油消耗率如图5-22（c）所示，与原机相比，联合系统的有效燃油消耗率降低很多。在高效率区域，有效燃油消耗率从原机的212 g/kWh降低到185 g/kWh，在高转速低负荷区域，有效燃油消耗率降低的幅度更大，从600 g/kWh降低到400 g/kWh。与原机相比，在整个工作范围内，有效燃油消耗率降低比例如图5-22（d）所示，在高效率区域附近，降低比例为12%～14%之间，在低负荷区域，降低比例达到了25%～30%。

为了进一步提高双ORC系统的余热回收效率，Wang等设计了一种带回热器的超临界-亚临界双ORC系统，如图5-23所示［32］。浅色虚线回路表示的是回热式超临界高温循环，用于回收排气余热，由储液罐1、工质泵1、回热器1、蒸发器1、涡轮1和预热器组成，高温循环工质在预热器内冷凝，同时预热低温循环工质。深色虚线回路表示的是回热式亚临界低温循环，用于回收冷却液余热、高温循环冷凝器余热和剩余排气余热，由储液罐2、工质泵2、回热器2、预热器、蒸发器2、过热器、涡轮2和冷凝器组成。高温循环的冷凝温度低于发动机冷却液温度，因此，预热器安装在蒸发器2的上游，此时高温循环可充分吸收排气余热。由于超临界高温循环的热效率高于亚临界低温循环，故这种设计有利于提高整个系统的热效率。另外，高温循环和低温循环均采用回热式设计，可进一步提高整个系统的能效。当低温循环的工质为干工质时可不采用过热器，但由于采用回热式设计，采用过热器有利于提高低温循环的性能。整个工作过程的T-s图如图5-24所示，高温循环采用R1233zd为工质，低温循环采用R1234yf为工质，高温循环的工作过程用HT1～HT6表示，低温循环的工作过程用LT1～LT8表示。该系统尤其适合排气温度较高的CNG发动机和汽油机。

图5-23　带回热器的超临界-亚临界双ORC系统［32］

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图5-24　带回热器的超临界-亚临界双ORC系统工作过程的T-s图［32］

图5-25所示为当高温循环采用R1233zd、R245fa、甲苯、水等工质时的热效率随涡轮1入口压力和入口温度的变化趋势。对于R1233zd、R245fa、甲苯等工质，涡轮1入口压力范围设为4～10 MPa，这3种工质均工作在超临界状态，但是水的临界压力为22.01 MPa，因此，采用水为工质的高温循环工作在亚临界状态。对于R1233zd和R245fa工质，涡轮1入口温度设定在300℃以下，以防止工质热裂解变质，甲苯的最高工作温度设为460℃，水的最高工作温度设为500℃。每一幅图中上面的曲线显示的是回热式ORC系统的热效率，下面的曲线显示的是简单ORC系统的热效率。涡轮1入口温度对系统热效率影响较大，入口温度越高，热效率也越高。当采用R1233zd、R245fa和甲苯为工质时，采用回热式ORC系统可明显提高热效率。然而，如果涡轮1入口温度太低，回热式ORC系统的热效率与简单ORC系统几乎一样，这说明此时回热器不起作用。随着涡轮1入口温度的增加，回热式ORC系统与简单ORC系统之间的热效率差值逐渐增大。当采用R1233zd为工质，涡轮1入口温度为300℃时，回热式ORC系统的热效率是简单ORC系统的1.5倍。当采用甲苯为工质时，回热式ORC系统的热效率总是大于简单ORC系统。当采用水为工质时，回热式ORC系统的热效率与简单ORC系统几乎相等，这主要是因为水是湿工质，当涡轮1入口的过热度不够高时，涡轮1出口的水温度偏低，无法进行有效的回热。

图5-25　不同工质的超临界高温循环热效率的变化趋势［32］

（a）R1233zd；（b）R245fa；（c）甲苯；（d）水

针对某CNG发动机的排气和冷却液余热回收，图5-26所示为发动机整个工作范围内双ORC系统的工作性能。高温循环和低温循环的净输出功率如图5-26（a）和（b）所示。随着发动机功率的增加，两个循环的净输出功率均逐渐增加。尽管高温循环的吸热量小于低温循环，但超临界高温循环的净输出功率稍高于亚临界低温循环。发动机-ORC的联合系统的有效热效率如图5-26（c）所示，对应的有效热效率提高的绝对百分比如图5-26（d）所示，在整个工作范围内，有效热效率提高的绝对百分比为10%～14%。

采用非共沸混合工质可减小换热器内的损，提高双ORC系统的工作性能，有些学者研究了采用非共沸混合工质对双ORC系统性能的改善程度。针对内燃机的排气和冷却液余热回收，Zhou等分析了当低温循环采用非共沸混合工质时的双ORC系统性能［33］。高温循环采用水为工质，低温循环采用的非共沸混合工质为RC318/R1234yf、丁烷/R1234yf、RC318/R245fa。该双ORC系统用于回收一台直列6缸4冲程柴油机的余热，该柴油机额定工况点时的主要工作参数见表5-2。

图5-26　带回热器的超临界-亚临界双ORC系统的工作性能［32］

（a）高温循环净输出功率；（b）低温循环净输出功率；（c）联合系统的有效热效率；（d）有效热效率提高的绝对百分比

表5-2　某重型车用柴油机额定工况点的主要工作参数［33］

低温循环热效率随非共沸混合工质组分质量分数的变化如图5-27（a）所示，对考虑的3种非共沸混合工质，随着第一组分质量分数的增加，总体上热效率均先增加后减小，采用非共沸混合工质可在一定程度上提高低温循环的热效率。对丁烷/R1234yf混合工质，存在两个极值点，其他两种工质有1个极值点，这主要是因为丁烷/R1234yf在冷凝过程中有2个不同组分的温度滑移接近冷却水的温升5℃，而其他非共沸混合工质的温度滑移均小于5℃。当采用质量比为0.5/0.5的RC318/R1234yf混合工质时，分析得到的高温循环冷凝温度的变化对净输出功率的影响如图5-27（b）所示，随着高温循环冷凝温度从80℃升高到100℃，高温循环和低温循环的净输出功率均出现明显下降，说明过高的高温循环冷凝温度不利于双ORC系统工作性能的提高。

图5-27　非共沸混合工质组分质量分数的变化对低温循环热效率的影响和高温循环冷凝温度的变化对系统净输出功率的影响［33］

针对某船用柴油机的余热回收，图5-28所示为一种采用共沸工质的跨临界-亚临界双ORC系统［34］，高温循环为带回热器的跨临界有机朗肯循环，采用R600a/R601a为工质，低温循环为亚临界有机朗肯循环，采用R134a/R245fa为工质，高温循环用于回收发动机尾气余热，低温循环用于回收冷却液余热、高温循环冷凝热和排气的剩余余热。该船用柴油机为上海沪东重工生产的直列6缸涡轮增压柴油机，额定功率为996 kW，额定工况点的主要工作参数见表5-3。

设定低温循环的蒸发温度为70℃，图5-29所示为高温循环和低温循环的工质流量随高温循环涡轮入口压力和温度的变化曲线。当涡轮入口温度低于230℃时，随着涡轮入口压力的增加，高温循环工质流量逐渐增大；当涡轮入口温度高于230℃以后，高温循环工质流量先稍有减小后逐渐增大。当涡轮入口温度一定时，随着涡轮入口压力的增大，高温循环工质在蒸发器内的焓变减小导致工质流量增大。当涡轮入口压力不变时，涡轮入口温度升高，高温循环工质流量逐渐减小，这主要是吸热过程的焓变增大引起的。当高温循环涡轮入口温度一定时，低温循环工质流量随着高温循环涡轮入口压力的增大先快速减小后逐渐增大。这主要是受到高温循环冷凝放热量和排气在高温循环蒸发器出口的温度这两个量的影响导致的。

图5-28　某船用柴油机余热回收用跨临界-亚临界双ORC系统［34］

表5-3　某船用柴油机额定工况点的主要工作参数［34］

高温循环涡轮入口压力和温度对双ORC系统工作性能的影响如图5-30所示。当高温循环涡轮入口温度一定时，高温循环净输出功率随着涡轮入口压力先增加后减小，存在一个优化的涡轮入口压力，使高温循环净输出功率最大。随着涡轮入口温度的升高，对应的优化涡轮入口压力逐渐增大。这主要是由于对一定的涡轮入口温度，涡轮入口压力过大或过小都会造成高温循环蒸发器内排气与工质换热温度匹配效果下降。由于低温循环的工作状态没有变化，低温循环净输出功率的变化趋势与工质流量的趋势基本一致。双ORC系统净输出功率的变化曲线如图5-30（c）所示，由于高温循环净输出功率的变化幅度明显大于低温循环，因此总输出功率的变化趋势与高温循环类似。由于高温循环采用了回热器，当高温循环涡轮入口温度和压力分别为260℃和11 MPa时，双ORC系统的净输出功率最大，对应优化的低温循环蒸发温度为85℃。采用非共沸混合工质可有效提高柴油机的余热回收效果。对高温循环带回热器的双ORC系统，采用R600a/R601a（0.3/0.7）和R134a/R245fa（0.4/0.6）混合工质的双ORC系统的净输出功率比采用相应纯工质的双ORC系统高6.52%～19.78%，整个联合系统的净输出功率可提高9.83%。

图5-29　工质流量随高温循环涡轮入口压力和温度的变化曲线［34］

（a）高温循环；（b）低温循环

图5-30　高温循环涡轮入口压力和温度对双ORC系统工作性能的影响［34］

（a）高温循环净输出功率；（b）低温循环净输出功率

图5-30　高温循环涡轮入口压力和温度对双ORC系统工作性能的影响［34］（续）

（c）双ORC系统净输出功率

对采用非共沸混合工质的双ORC系统，非共沸混合工质的组分浓度是影响系统工作性能的一个关键参数。当高温循环采用环戊烷/环己烷或苯/甲苯为工质，低温循环采用异丁烷/异戊烷为工质时，Ge等研究了非共沸混合工质组分浓度的变化对系统性能的影响［35］。为了避免高温循环的冷凝压力低于环境压力，设环戊烷/环己烷工质的冷凝过程的露点温度为363.15 K，苯/甲苯工质的冷凝过程的露点温度为388.15K。当高温循环工质为环戊烷/环己烷时，双ORC系统的净输出功率随低沸点组分摩尔分数的变化如图5-31（a）所示，随着低沸点组分摩尔分数的增加，净输出功率先增大后减小，当环戊烷/环己烷的摩尔分数比为0.8/0.2时，对应的净输出功率最大。当高温循环工质为环戊烷/环己烷时，双ORC系统的效率变化曲线如图5-31（b）所示，基本上与净输出功率的变化趋势相似。当采用苯/甲苯为工质时，双ORC系统的净输出功率和效率的结果如图5-31（c）和（d）所示，净输出功率先有轻微增加后稍有减小，当组分摩尔比为0.5/0.5时有最大净输出功率。

图5-31　低沸点组分摩尔分数的变化对双ORC系统工作性能的影响［35］

（a）高温循环采用环戊烷/环己烷为工质时的净输出功率；（b）高温循环采用环戊烷/环己烷为工质时的效率

图5-31　低沸点组分摩尔分数的变化对双ORC系统工作性能的影响［35］（续）

（c）高温循环采用苯/甲苯为工质时的净输出功率；（d）高温循环采用苯/甲苯为工质时的效率

当低温循环采用R600a/R601a混合工质时，R600a摩尔分数对低温循环工作性能的影响如图5-32所示。当高温循环采用两种不同的混合工质时，低温循环的净输出功率均出现了两个极值点，对应的R600a摩尔分数为0.9和0.1左右。从整个分析结果来看，采用非共沸混合工质可减少换热器损，高温循环和低温循环的净输出功率相比于纯工质的情形可分别提高2.5%～9.0%和1.4%～4.3%。

图5-32　R600a摩尔分数对低温循环工作性能的影响［35］

（a）净输出功率；（b）效率