王明濤，方箏，劉啟一

（1魯東大學(xué)能源與動(dòng)力工程系，山東 煙臺(tái)264025；2北京市煤氣熱力工程設(shè)計(jì)院有限公司，北京 100032）

渦輪增壓柴油機(jī)余熱利用的有機(jī)郎肯循環(huán)烴類(lèi)高溫工質(zhì)熱力學(xué)分析

王明濤1，方箏2，劉啟一1

（1魯東大學(xué)能源與動(dòng)力工程系，山東 煙臺(tái)264025；2北京市煤氣熱力工程設(shè)計(jì)院有限公司，北京 100032）

通過(guò)能量分析和?分析，對(duì)渦輪增壓柴油機(jī)的不同余熱源進(jìn)行優(yōu)選；在此基礎(chǔ)上，對(duì)余熱利用的有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了熱力學(xué)分析，選取了10種烷烴類(lèi)高溫工質(zhì)，通過(guò)建立能量平衡方程和?分析方程，研究了蒸發(fā)壓力對(duì)不同烷烴類(lèi)工質(zhì)的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功、?效率、系統(tǒng)?損和膨脹機(jī)體積流量比（VFR）的影響規(guī)律。結(jié)果表明：廢氣再循環(huán)余熱為最佳熱源；所有工質(zhì)的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功、?效率和VFR隨著蒸發(fā)壓力的增加而增加，?損隨著蒸發(fā)壓力的增加減少；相同蒸發(fā)壓力下，直鏈烷烴類(lèi)工質(zhì)的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功、?效率和 VFR隨著工質(zhì)臨界溫度的增加而增加，?損隨著工質(zhì)臨界溫度的增加而減少；在保證 VFR≤50的工況下，環(huán)戊烷具有最高的熱效率和?效率。

余熱利用；有機(jī)朗肯循環(huán)；烷烴類(lèi)工質(zhì)；柴油機(jī)；?效率

內(nèi)燃機(jī)的熱效率在一般在 40%左右，其余的能量以余熱的形式散失到環(huán)境當(dāng)中。為了提高內(nèi)燃機(jī)的熱效率，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)內(nèi)燃機(jī)余熱回收利用的有機(jī)朗肯循環(huán)（organic Rankine cycle）進(jìn)行了大量研究［1-5］。TENG等［6］提出了針對(duì)廢氣再循環(huán)（EGR）排氣余熱與增壓空氣（CAC）余熱的有機(jī)朗肯底循環(huán)系統(tǒng)，并選取 R245fa與乙醇為工質(zhì)，測(cè)試結(jié)果顯示：采用EGR排氣余熱有機(jī)朗肯底循環(huán)后，節(jié)油效果可達(dá) 3%～5%。楊凱等［7］設(shè)計(jì)了一套帶回?zé)崞鞯挠袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)回收柴油機(jī)的排氣余熱，采用R245fa為循環(huán)工質(zhì)，內(nèi)燃機(jī)熱效率最大可提高13.58%。魏名山等［8］設(shè)計(jì)了兩套中溫有機(jī)朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)，結(jié)果表明：通過(guò)合理選擇設(shè)計(jì)點(diǎn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)換熱器，可以使有機(jī)朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)的效率保持在10%以上。張紅光等［9］提出了基于柴油機(jī)余熱利用的雙級(jí)有機(jī)朗肯循環(huán)，高溫級(jí)用來(lái)回收排氣余熱，工質(zhì)為R245fa；低溫級(jí)循環(huán)用來(lái)回收缸套余熱，工質(zhì)為R134a。寶馬公司在3系汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)上采用了以水為工質(zhì)的高溫級(jí)朗肯循環(huán)和以乙醇為工質(zhì)的低溫級(jí)朗肯循環(huán)，對(duì)廢氣余熱進(jìn)行回收，發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油效率提高了15%［10］。

目前內(nèi)燃機(jī)余熱回收系統(tǒng)使用的工質(zhì)大部分為制冷劑工質(zhì)。由于內(nèi)燃機(jī)的排氣溫度較高，制冷劑在中高溫余熱溫度下可能發(fā)生分解，對(duì)系統(tǒng)材料產(chǎn)生腐蝕作用［11-13］。而且，制冷劑的臨界溫度較低，與高溫?zé)煔獾膿Q熱過(guò)程產(chǎn)生較大的傳熱溫差和不可逆損失［14-16］。烷烴類(lèi)工質(zhì)價(jià)格低廉，臨界溫度相對(duì)較高，臨界壓力相對(duì)較低，適合于高溫余熱回收系統(tǒng)，而且臭氧消耗潛值（ODP）為零，全球變暖潛值（GWP）也極低［17-19］。因此本文以康明斯某型號(hào)渦輪增壓柴油機(jī)在50%負(fù)荷下的技術(shù)參數(shù)為計(jì)算依據(jù)，選取10種烷烴類(lèi)工質(zhì)（6種直鏈烷烴，2種支鏈烷烴，2種環(huán)烷烴）作為柴油機(jī)余熱回收的有機(jī)朗肯循環(huán)工質(zhì)，研究蒸發(fā)壓力對(duì)渦輪增壓柴油機(jī)余熱回收有機(jī)朗肯循環(huán)性能的影響規(guī)律。同時(shí)選擇目前應(yīng)用廣泛的R245fa作為對(duì)比工質(zhì)，所有工質(zhì)的熱物性參數(shù)如表1［3,18］所示。

1　渦輪增壓柴油機(jī)余熱能流分析

渦輪增壓柴油機(jī)的余熱主要包括：渦輪后煙氣余熱、增壓空氣冷卻（CAC）余熱、廢氣再循環(huán)（ERG）余熱和冷卻水余熱，圖1是渦輪增壓柴油機(jī)的能流簡(jiǎn)圖［20-21］，不同余熱源不僅有數(shù)量上的差別，還有質(zhì)量上的差別，因此有必要對(duì)其進(jìn)行能量分析和?分析。

表1　有機(jī)工質(zhì)的熱物性參數(shù)

根據(jù)康明斯渦輪增壓柴油機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)，柴油機(jī)的排氣主要由CO2、H2O、N2和O2組成，其質(zhì)量分?jǐn)?shù)分別為10.67%、3.94%、74.12%和11.27%［22］；增壓空氣中的成分包括N2、O2和Ar，質(zhì)量分?jǐn)?shù)分別為78%、21%和1%［23］，排氣和增壓空氣作為理想氣體的混合物，其比焓和比熵可以根據(jù)理想氣體混合物的比焓和比熵求出。則渦輪后煙氣余熱、CAC余熱、EGR余熱和冷卻水余熱可分別由公式（1）～式（4）計(jì)算。

圖1　渦輪增壓柴油機(jī)余熱有機(jī)朗肯循環(huán)原理圖

式中，QEGR為廢氣再循環(huán)余熱，kW；mEGR為廢氣再循環(huán)質(zhì)量流量，kg/s；hin1為EGR煙氣比焓，kJ/kg；hout1為EGR煙氣余熱利用后的比焓，kJ/kg；QCAC為增壓空氣冷卻余熱，kW；mCAC為增壓空氣質(zhì)量流量，kg/s：hin2為增壓空氣的比焓，kJ/kg；hout2為增壓空氣余熱利用后的比焓，kJ/kg；Qgas為渦輪后煙氣余熱，kW；mgas為渦輪后煙氣質(zhì)量流量，kg/s；hin3為渦輪后煙氣比焓，kJ/kg；hout3為渦輪后煙氣余熱利用后的比焓，kJ/kg；Qcool為冷卻余熱，kW；mcool為冷卻水質(zhì)量流量，kg/s；hin4為缸套出水的比焓，kJ/kg；hout4為缸套余熱利用后的比焓，kJ/kg。

為了評(píng)價(jià)不同余熱品位高低，利用?分析法對(duì)不同熱源的?流進(jìn)行分析。不同余熱源的?可表示為式（5）。

式中，Ex為各項(xiàng)余熱能量的?值，kW；x為不同的余熱；mx為不同余熱源的質(zhì)量流量，kg/s；hinx為不同余熱的進(jìn)口比焓，kJ/kg；houtx為不同余熱的出口比焓，kJ/kg；sinx為不同余熱的進(jìn)口比熵，kJ/（kg·K）；soutx為不同余熱的出口比熵，kJ/（kg·K）；T0為環(huán)境溫度。

根據(jù)式（1）～式（5）計(jì)算得到不同余熱源的余熱量及?值，如表2所示，可以看出，冷卻水余熱能量最多，為 157.6kW，增壓空氣余熱最少，為28.43kW。廢氣再循環(huán)余熱的?最多，為39.83kW，冷卻水余熱的?為27.35kW，增壓空氣余熱的?最少，為12.46kW。雖然發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水余熱含有較多的能量，但由于發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水的溫度較低（一般低于 95℃），因此做功能力較低，能量品位低于廢氣再循環(huán)余熱。此外，如果在渦輪后安裝換熱器，可能會(huì)對(duì)柴油機(jī)的燃燒過(guò)程產(chǎn)生不利影響，并影響到渦輪增壓系統(tǒng)正常工作［21］。綜上所述，廢氣再循環(huán)余熱為最佳熱源，因此本文選取廢氣再循環(huán)余熱，對(duì)其進(jìn)行回收利用。

2　渦輪增壓柴油機(jī)余熱利用有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

渦輪增壓柴油機(jī)廢氣再循環(huán)余熱利用有機(jī)朗肯循環(huán)過(guò)程T-s圖如圖2所示。

工質(zhì)在蒸發(fā)器中吸收 EGR煙氣余熱變成飽和蒸汽（4點(diǎn)），然后在膨脹機(jī)中膨脹做功，變成低壓蒸汽（5點(diǎn)），在冷凝器中冷凝成飽和液體（1點(diǎn)）。飽和液體在工質(zhì)泵的加壓作用下進(jìn)入蒸發(fā)器（2點(diǎn)），吸熱變成飽和蒸汽（4點(diǎn)），然后重復(fù)上述循環(huán)。為了保證煙氣與工質(zhì)之間的換熱性能，排氣與工質(zhì)之間的最小溫差（即窄點(diǎn)溫差）應(yīng)大于一定的數(shù)值［3］。亞臨界朗肯循環(huán)蒸發(fā)器傳熱過(guò)程的窄點(diǎn)位置可能出現(xiàn)在3個(gè)位置，即圖2中的蒸發(fā)器工質(zhì)入口點(diǎn)（2點(diǎn)）、工質(zhì)飽和液點(diǎn)（3點(diǎn)）或工質(zhì)出口點(diǎn)（4點(diǎn)）。假定窄點(diǎn)溫差為30℃。煙氣進(jìn)口溫度為470℃，煙氣出口溫度最低設(shè)為80℃，通過(guò)以下步驟確定煙氣與工質(zhì)換熱過(guò)程中換熱窄點(diǎn)的位置。

表2　渦輪增壓柴油機(jī)不同余熱源的性能參數(shù)

圖2　有機(jī)朗肯循環(huán)T-s圖

（1）假定3點(diǎn)為換熱窄點(diǎn)，則見(jiàn)式（6）。

此時(shí)工質(zhì)流量見(jiàn)式（7）。

（2）根據(jù)式（7）求出的工質(zhì)流量mr1，求出煙氣出口溫度T8，蒸發(fā)器進(jìn)口、工質(zhì)飽和液點(diǎn)和出口位置工質(zhì)與煙氣的溫差，如式（8）、式（9）。

（3）比較上述 3個(gè)位置的溫差大小，最小溫差的點(diǎn)即為換熱窄點(diǎn)的位置。然后再利用方程（6）和（7）確定工質(zhì)的質(zhì)量流量mr。

（4）如果煙氣的出口溫度T8低于最小允許溫度80℃，則重復(fù)上述步驟1～4，直到T8高于80℃。

式中，h1～h10、T1～T10分別為圖2中1～10點(diǎn)的比焓和溫度。

3　有機(jī)朗肯循環(huán)數(shù)學(xué)模型

采用熱力學(xué)第一定律和熱力學(xué)熱力學(xué)第二定律對(duì)柴油機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)的熱力學(xué)過(guò)程進(jìn)行分析。

（1）有機(jī)朗肯循環(huán)數(shù)學(xué)模型 有機(jī)朗肯循環(huán)部件的數(shù)學(xué)模型如表3所示。

（2）系統(tǒng)性能分析

系統(tǒng)凈輸出功

系統(tǒng)的熱效率

單位質(zhì)量排氣凈功

整個(gè)系統(tǒng)的?損為

表3　有機(jī)朗肯循環(huán)部件的數(shù)學(xué)模型

系統(tǒng)的?效率為系統(tǒng)對(duì)外做的功與煙氣進(jìn)出口?值之比，可表示為式（14）。

膨脹機(jī)體流量比（volume flow ratio，VFR）用來(lái)表示工質(zhì)膨脹前后體積的變化，較低的體積流量比可以提供更高的渦輪效率［24］。VFR可表示為式（15）。

式中，Wt為膨脹機(jī)做功，kW；mr為制冷劑流量，kg/s；ηt為膨脹機(jī)效率；It為膨脹機(jī)?損，kW；Wp為工質(zhì)泵耗功，kW；ηp為工質(zhì)泵效率；It為膨脹機(jī)?損，kW；Qeva為蒸發(fā)器吸熱量，kW；Ieva為蒸發(fā)器?損，kW；Qcon為蒸發(fā)器吸熱量，kW；Icon為冷凝器?損，kW；V4和V5分別是4點(diǎn)和5點(diǎn)的體積流量，m3/s；Ex1～Ex9分別是圖2中1～9點(diǎn)的?值。

（3）有機(jī)朗肯循環(huán)的模型參數(shù)與邊界條件 當(dāng)循環(huán)接近臨界壓力時(shí)，循環(huán)性能將變得不穩(wěn)定，本文選取的烷烴類(lèi)工質(zhì)都是干工質(zhì)，工質(zhì)的最大蒸發(fā)壓力取為工質(zhì)飽和蒸汽線(xiàn)上比熵最大的點(diǎn)對(duì)應(yīng)的壓力［22］，如圖3所示，從而避免蒸發(fā)壓力超過(guò)此壓力時(shí)可能導(dǎo)致的膨脹機(jī)液擊現(xiàn)象。

為便于對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行描述，對(duì)系統(tǒng)過(guò)程進(jìn)行了必要的假設(shè)與簡(jiǎn)化，包括以下幾方面：①系統(tǒng)在穩(wěn)定工況下運(yùn)行；②忽略換熱器與管路的壓力變化；③忽略管道的散熱與摩擦損失；④煙氣與工質(zhì)換熱的窄點(diǎn)溫差為 30℃；⑤膨脹機(jī)與工質(zhì)泵的效率都取0.8；⑥冷凝溫度為50℃；⑦EGR進(jìn)口溫度和壓力分別為470℃和120kPa；⑧環(huán)境溫度與壓力分別為25℃和100kPa。

圖3　工質(zhì)蒸發(fā)壓力的上限

4　結(jié)果與討論

通過(guò)分析烷烴類(lèi)工質(zhì)在不同的蒸發(fā)壓力下系統(tǒng)的熱效率、單位質(zhì)量排氣凈功、?效率、?損和VFR的變化規(guī)律，對(duì)于減少換熱損失提高系統(tǒng)的能源利用效率具有重要意義。

圖4為循環(huán)熱效率隨蒸發(fā)壓力的變化曲線(xiàn)，所有工質(zhì)的循環(huán)熱效率隨著蒸發(fā)壓力的增大而增大。直鏈烷烴中，熱效率隨著碳原子的增加而增加，戊烷的熱效率最低，癸烷的熱效率最高。主要原因是烷烴類(lèi)工質(zhì)的臨界溫度隨著碳原子的增加而增加，臨界溫度越高，與高溫?zé)嵩粗g可以保持更好的溫度匹配性。相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴的熱效率最高，正烷烴次之，異烷烴的熱效率最低。主要原因是環(huán)烷烴的臨界溫度最高，可以減少傳熱過(guò)程中的?損；異烷烴的臨界溫度最低，與高溫?zé)嵩粗g的溫度匹配性相對(duì)差一些。所有烷烴類(lèi)工質(zhì)的熱效率都高于R245fa，環(huán)己烷在最大蒸發(fā)壓力下的熱效率最高，為20.46%，癸烷在最大蒸發(fā)壓力下的熱效率為19.03%，異戊烷在最大蒸發(fā)壓力下的熱效率最低，為14.49%。

圖5是單位質(zhì)量煙氣凈功Pn隨蒸發(fā)壓力的變化曲線(xiàn)。所有工質(zhì)的Pn隨著蒸發(fā)壓力的增大而增大。直鏈烷烴中，Pn隨著工質(zhì)臨界溫度的增加而增加，戊烷的Pn最低，癸烷的Pn最高。相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴的Pn最高，正烷烴次之，異烷烴的Pn最低。隨著蒸發(fā)壓力的變化，Pn與熱效率具有相同的變化規(guī)律。在最高工作壓力下，烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)己烷的Pn最大，為104.7kJ/kg，異戊烷的Pn最小為73.96kJ/kg；R245的Pn為63.6kJ/kg，低于所有的烷烴類(lèi)工質(zhì)。

圖6是系統(tǒng)的?效率隨蒸發(fā)壓力的變化曲線(xiàn)，所有工質(zhì)的?效率隨著蒸發(fā)壓力的增大而增大。直鏈烷烴類(lèi)工質(zhì)中，?效率隨著臨界溫度的升高而增大。相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴工質(zhì)具有最高的?效率，異烷烴具有最低的?效率。在最大工作壓力下，烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)己烷的?效率最高，為51.26%，異戊烷的?效率最低，為36.22%；R245的?效率為31.15%，低于所有的烷烴類(lèi)工質(zhì)。主要原因是較高臨界溫度的工質(zhì)（如癸烷、壬烷）與煙氣具有更好的溫度匹配，與高溫?zé)嵩吹膿Q熱過(guò)程具有更高的?效率，詳見(jiàn)圖7蒸發(fā)器內(nèi)工質(zhì)與煙氣的溫度變化曲線(xiàn)。

圖4　蒸發(fā)壓力對(duì)系統(tǒng)熱效率的影響

圖5　蒸發(fā)壓力對(duì)系統(tǒng)Pn的影響

圖6　蒸發(fā)壓力對(duì)?效率的影響

圖7　蒸發(fā)器內(nèi)工質(zhì)與煙氣的溫度變化曲線(xiàn)

圖8是系統(tǒng)的?損隨蒸發(fā)壓力的變化曲線(xiàn)，所有工質(zhì)的?損隨著蒸發(fā)壓力的增大而減少，與?效率的變化規(guī)律相反。直鏈烷烴類(lèi)工質(zhì)中，?損隨著工質(zhì)臨界溫度的增大而減少，相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴工質(zhì)具有最低的?損，異烷烴具有最高的?損。在最大工作壓力下，烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)己烷的?損最低，為19.72kW，異戊烷的?損最大25.49kW；R245的?損最大為27.44kW，高于所有的烷烴類(lèi)工質(zhì)。

圖8　蒸發(fā)壓力對(duì)系統(tǒng)?損的影響

膨脹體積流量比（VFR）表示膨脹機(jī)工質(zhì)膨脹后體積增大的幅度。INVERNIZZI等［23］對(duì)軸流式單級(jí)膨脹機(jī)的研究表明：為了保證膨脹機(jī)的效率高于80%，膨脹機(jī)的VFR應(yīng)小于50。

從圖9中可以看出，各工質(zhì)的VFR隨壓力的增大而增大，相同蒸發(fā)壓力下，烷烴類(lèi)工質(zhì)中癸烷的VFR最大，異戊烷的VFR最小，所有烷烴類(lèi)工質(zhì)的VFR都大于R245fa的VFR。此外，對(duì)于直鏈烷烴，工質(zhì)臨界溫度越高，VFR增加的幅度越大。相同碳原子的烷烴中，環(huán)烷烴的VFR增長(zhǎng)幅度最大，正烷烴的VFR增長(zhǎng)幅度次之，增長(zhǎng)幅度最小的是異烷烴。

通過(guò)對(duì)比圖4～圖9可以發(fā)現(xiàn)，雖然直鏈烷烴類(lèi)工質(zhì)的熱效率，?效率和VFR隨著臨界溫度的增加而增加，但是較高的VFR意味著膨脹機(jī)的效率的降低以及尺寸的增大，特別是在 VFR大于 50的情況下，為了保證膨脹機(jī)的效率必須采用多級(jí)膨脹，這將增大膨脹機(jī)的尺寸與成本。上述工質(zhì)中，R245fa、異戊烷、戊烷和環(huán)戊烷4種工質(zhì)在工作壓力范圍內(nèi)，VFR都低于50。

圖9　蒸發(fā)壓力對(duì)VFR的影響

表4給出了所有工質(zhì)在VFR=50時(shí)的性能參數(shù)對(duì)比結(jié)果，綜合對(duì)比發(fā)現(xiàn)，在保證VFR≤50的工況下，環(huán)戊烷具有最高的熱效率和?效率，其次為環(huán)己烷。

表4　VFR≤50時(shí)各工質(zhì)性能參數(shù)

5　結(jié)　論

（1）所選烷烴類(lèi)工質(zhì)的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功和?效率隨著蒸發(fā)壓力的增加而增加，?損隨著蒸發(fā)壓力的增大而減少；直鏈烷烴中，相同蒸發(fā)壓力下的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功和?效率隨著臨界溫度的增加而增加，?損隨著臨界溫度的增大而減少；相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴的熱效率、單位質(zhì)量煙氣凈功和?效率最高，正烷烴次之，異烷烴最低；相同碳原子的烷烴類(lèi)工質(zhì)中，環(huán)烷烴工質(zhì)具有最低的?損，異烷烴具有最高的?損。

（2）所選烷烴類(lèi)工質(zhì)的VFR隨著壓力的增大而增大，相同蒸發(fā)壓力下，烷烴類(lèi)中癸烷的VFR最大，異戊烷的VFR最小。對(duì)于直鏈烷烴，臨界溫度越高，VFR增加的幅度越大。相同碳原子的烷烴中，環(huán)烷烴的VFR增長(zhǎng)幅度最大，正烷烴的VFR次之，異烷烴的VFR增長(zhǎng)幅度最小。

（3）綜合對(duì)比發(fā)現(xiàn)，在保證VFR≤50的工況下，環(huán)戊烷具有最高的熱效率和?效率，適合回收渦輪增壓柴油機(jī)廢氣再循環(huán)余熱。

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Thermodynamic analysis of an organic Rankine cycle for waste heat recovery of a turbo-charged diesel engine based on working fluids of alkanes

WANG Mingtao1，F(xiàn)ANG Zheng2，LIU Qiyi1
（1School of Energy and Power Engineering，Ludong University，Yantai 264025，Shandong，China；2Beijing Gas and Heating Engineering Design Institute，Beijing 100032，China）

An organic Rankine cycle system used in a turbo-charged diesel engine waste heat recovery was proposed and analyzed.In order to select the best waste heat source of engine，the available energy of different waste heat sources was compared based on energy analysis and exergy analysis.Then，the thermodynamic analysis of organic Rankine cycle for recovering waste heat from engine was presented.The cycle parameters based on 10 working fluids of alkane，including the thermal efficiency（η），net power output per unit mass flow rate of exhaust（Pn），exergy efficiency（ηex），total exergy destruction rate（Itot）and turbine volume flow ratio（VFR），were analyzed and optimized.The impacts of evaporating pressure on the parameters of the cycle were performed by establishing the energy and exergy model of the organic Rankine cycle.The results showed that the EGR waste heat was the best heat source.The η，Pn，ηexand VFR of selected working fluids increased with the increase of evaporating pressure，while Itotdecreased.The η，Pn，ηexand VFR of linear alkanes increased with the increase of critical temperature，while Itotdecreased under the same evaporating pressure.Cyclopentanewas considered as the most suitable working fluids when taking into account of VFR≤50，which had the highest thermal efficiency and exergy efficiency in all the selected alkane working fluids.

waste heat recovery；organic Rankine cycle；alkane；turbo-charge diesel engine；exergy efficiency

TK 123

A

1000-6613（2016）09-2721-07

10.16085/j.issn.1000-6613.2016.09.013

2016-03-14；修改稿日期：2016-05-18。

山東省自然科學(xué)基金（ZR2014EEP026）及魯東大學(xué)科研基金（27860301）項(xiàng)目。

及聯(lián)系人：王明濤（1983—），男，博士，講師，研究方向?yàn)樾滦蜔崃ρh(huán)及節(jié)能工程。E-mail wmtldu@163.com。