跨临界朗肯循环中的二氧化碳循环优化

二氧化碳动力循环具有环境友好和系统紧凑的优点，在中低温热源动力循环中具有一定的优势。对于车船用内燃机而言，系统的体积是一个关键指标，研究采用二氧化碳动力循环来回收内燃机余热是一个可行的方案。目前，采用CO2工质的蒸气压缩制冷系统已成为未来车用空调的发展趋势之一。针对内燃机的排气和冷却余热回收，图7-36显示了一种两级回热的二氧化碳超临界布雷顿循环系统的结构［36］。发动机排气用于预热和蒸发CO2工质，冷却水用于预热CO2工质。采用一个分流通路来降低低温预热器出口的CO2温度，以便充分利用发动机排气余热。该内燃机的主要性能参数见表7-4，二氧化碳超临界布雷顿循环的主要工作参数见表7-5，采用设计的二氧化碳超临界布雷顿循环回收内燃机余热后，发动机最大输出功率可提高6.9%。

图7-36　回收内燃机余热用两次回热的二氧化碳超临界布雷顿循环系统的结构［36］

表7-4　该内燃机的主要性能参数［36］

续表

表7-5　二氧化碳超临界布雷顿循环的主要工作参数［36］

二氧化碳跨临界朗肯循环也可用于低温地热能发电。与简单跨临界朗肯循环相比，采用带回热器的二氧化碳跨临界朗肯循环可提高系统热效率。表7-6所示为针对热源为140℃的低温地热水的简单式和回热式系统性能对比［37］。从表中可以看出，采用回热器可提高系统热效率和净输出功率，降低系统的最高工作压力。通过建立非设计点工况下的回热式二氧化碳超临界朗肯循环的热力学模型，还可分析地热水流量和温度变化对系统性能的影响，结果如图7-37所示。回热式的热效率在整个范围内均高于简单式，且回热式的热效率在整个非设计点变化范围内的变动幅度小于简单式。另外，回热式工质泵转速的变动幅度也小于简单式，有利于在非设计点工况下提高工质泵的工作效率，CO2工质的流量大，有利于提高非设计点工况下的系统热效率。

表7-6　低温地热能发电用二氧化碳超临界朗肯循环系统性能对比［37］

图7-37　低温地热能用简单式和回热式二氧化碳跨临界朗肯循环热效率对比［37］

（a）简单式；（b）回热式

对二氧化碳跨临界朗肯循环而言，冷却水温度的变化会影响CO2的冷凝温度，从而影响系统的工作性能。系统性能随冷却水温度的变化趋势如图7-38所示。为防止地热水析出SiO2，限定地热水在蒸发器出口的温度必须大于70℃，随着冷却水温度的降低，CO2工质流量逐渐减小，两种结构的系统净输出功率均先增加后减小，存在一个最佳的冷却水温度，使系统净输出功率达到最大。尽管非设计点工况下回热式的涡轮效率稍小于简单式，但得益于泵功耗的降低，回热式的热效率仍然明显大于简单式。

图7-38　冷却水温度变化对系统性能的影响［37］

图7-38　冷却水温度变化对系统性能的影响［37］（续）

如果同时考虑二氧化碳动力循环的热力学性能和经济性，需要采用多目标优化算法进行工作参数的优化。Li等针对二氧化碳跨临界朗肯循环，建立了工质泵、涡轮和PCHE的数学模型，以净输出功率和系统单位输出功率成本为目标，采用NSGA-Ⅱ算法进行了系统的优化设计。地热水参数见表7-7，计算得到的Pareto前锋如图7-39所示［38］。根据该图，得到优化的蒸发压力为11.28 MPa，此时净输出功率为272.68 kW，对应的系统热效率和效率分别为8.51%和29.59%。Cayer针对温度为100℃、流量为314.5 kg/s的工业废气，分析了二氧化碳跨临界朗肯循环的性能［39］，结果也表明采用回热器有利于降低系统的最高工作压力。但是，增加了回热器，且回热式的工质流量大于简单式，导致回热式的UA值会大于简单式。

表7-7　地热水参数［38］

二氧化碳跨临界朗肯循环具有工质环境友好度高、超临界换热过程工质与热源温度匹配好、系统紧凑等优点。图7-40所示为针对低温热源的小型回热式二氧化碳跨临界朗肯循环试验系统［40］。整个试验系统的热源由一台80 kW的微燃机的排气提供，热量经过导热油后被用于蒸发CO2工质。二氧化碳跨临界朗肯循环系统主要包括一个板式换热器（用于导热油与超临界CO2工质之间的换热）、一台跨临界CO2涡轮、一个板式回热器、一台空冷管翅式CO2冷凝器、一台液态CO2工质泵。CO2涡轮为单级轴流式，反应度为0.5，设计输出功率为5 kW，膨胀比为1.5，CO2质量流量为0.281 kg/s，涡轮直径为144 mm，涡轮与一台发电机相连，通过控制发电机转速来调节涡轮转速。工质泵为一台三缸柱塞泵，功率为3 kW，由一台11 kW的电动机驱动。试验时，通过调节导热油泵的转速，控制供热量，通过调节冷凝器冷却风扇的转速，控制冷凝器的散热量，通过调节CO2工质泵的转速，控制CO2的质量流量，二氧化碳动力循环的最高工作压力和温度通过控制导热油的流量和温度来实现。试验工况下导热油和冷却空气的工作条件见表7-8。测量得到涡轮输出功率如图7-41（a）所示，图中实线为测量得到的发电功率，虚线为根据涡轮出口和入口的压力温度计算出焓差，进而得到的理论输出功率。图7-41（b）所示为测量得到的等熵效率、涡轮效率和整个系统的总效率。从试验结果可以看出，整个测试条件下涡轮效率为35%～45%，这是导致整个系统的热效率偏低的主要原因。

图7-39　以净输出功率和单位输出功率成本为目标的二氧化碳跨临界朗肯循环多目标优化结果［38］(www.xing528.com)

图7-40　小型回热式二氧化碳跨临界循环试验系统［40］

表7-8　试验工况下导热油和冷却空气的工作条件［40］

图7-41　系统工作性能随CO2质量流量的变化趋势［40］

（a）输出功率；（b）热效率

针对低温热源用中小功率二氧化碳动力循环，由于涡轮膨胀比低，此时采用径流式涡轮可获得较高的效率。但是，在非设计点工况下，涡轮和工质泵的工作效率会出现下降，从而影响系统的热力学性能。针对低温地热能发电用二氧化碳跨临界朗肯循环，Du等采用喷嘴叶片可调的径流式涡轮，研究了3种不同涡轮入口压力控制方法对提高非设计点工况热力学性能的影响［41］。设计的控制方法包括调整喷嘴叶片保持涡轮入口压力恒定的方法、固定喷嘴叶片的压力滑移方法、调整喷嘴叶片的最佳压力控制方法。图7-42所示为带可调喷嘴叶片的径流式涡轮的结构。

图7-42　带可调喷嘴叶片的径流式涡轮的结构［41］

采用保持涡轮入口压力恒定的方法，不同地热水流量下的系统热效率、效率和净输出功率如图7-43所示。由于涡轮在流量比为70%～80%范围内效率最高，导致系统热效率在90%流量比下达到最大，而净输出功率随流量比的增加单调递增，当流量比超过90%以后，净输出功率的增加率逐渐减小。

在非设计点工况下，3种控制方法得到的涡轮效率如图7-44（a）所示。虽然在设计点工况下，3种方法的涡轮效率均相等，但在流量比低于100%时，调整喷嘴叶片的恒压控制方法和最佳压力控制方法的涡轮效率明显高于压力滑移控制方法，而在流量比大于100%时，恒压控制方法的涡轮效率低于压力滑移控制方法。对应的泵效率如图7-44（b）所示，在小流量比下压力滑移控制方法的泵效率较高。采用3种方法的吸热量、净输出功率和热效率曲线如图7-44（c）、（d）和（e）所示。随着地热水流量的减小，压力滑移控制方法的吸热量逐渐偏高，而净输出功率逐渐偏低，导致其热效率低于恒压控制方法和最佳压力控制方法。

图7-43　系统工作性能随地热水流量的变化曲线［41］

对于内燃机余热回收用底循环，当环境温度较低时，可采用二氧化碳跨临界朗肯循环来进一步提高系统效率。与ORC系统相比，二氧化碳跨临界朗肯循环存在系统工作压力高、冷凝困难和热效率较低等不足。为了改善这些不足，可采用二氧化碳与制冷剂的混合二元工质。图7-45所示为带回热器的二氧化碳跨临界朗肯循环系统，基于该循环系统可采用含CO2的二元非共沸混合工质来回收内燃机的排气和冷却液余热［42］。考虑有机工质包括R290、R161、R1234yf、R1234ze、R152a、R41、R32和R134a等，相关工质的热物性参数见表7-9。基于某功率为236kW的柴油机，对于不同的二元混合工质组合，以热力学性能、经济性和体积为目标，可计算CO2摩尔分数变化时系统的性能曲线，得到不同二元混合工质组合的最佳CO2摩尔分数。总体性能较好的3组二元混合工质为CO2/R32、CO2/R161、CO2/R152a，图7-46所示为这3组二元混合工质随二氧化碳跨临界朗肯循环的最高工作压力变化特性。随着最高工作压力的增大，热效率和效率均有轻微的升高，系统单位功率发电成本稍有降低。随后对比采用CO2/R32和CO2/R161工质的系统与采用纯CO2工质的系统的性能，净输出功率随冷凝温度的变化如图7-46（b）所示。与采用纯CO2工质的系统相比，热效率有很大提高，最高工作压力明显降低。随着冷凝温度的降低，系统净输出功率逐渐增大，但净输出功率的升高率逐渐减小。3组二元混合工质的换热面积如图7-46（c）所示，采用二元混合工质的系统的总换热面积明显增加，这主要是冷凝器换热面积增加导致的。

图7-44　非设计点工况下3种控制方法的系统工作性能［41］

（a）涡轮效率；（b）泵效率；（c）吸热量；（d）净输出功率；（e）热效率

图7-45　带回热器的二氧化碳跨临界朗肯循环系统［42］

表7-9　二氧化碳跨临界朗肯循环采用的有机工质［42］

图7-46　含CO2的二元混合工质性能对比［42］

（a）热效率、效率和单位功率发电成本；（b）净输出功率；（c）总换热面积