拖拉机排气余热板翅式蒸发器热力性能分析与参数优化

涂 鸣，张国涛，夏 晨，胡大伟，曾 荣，周 勇

拖拉机排气余热板翅式蒸发器热力性能分析与参数优化

涂 鸣1,2，张国涛1,3，夏 晨1，胡大伟4，曾 荣1,2，周 勇1,2※

（1. 华中农业大学工学院，武汉 430070；2. 农业农村部长江中下游农业装备重点实验室，武汉 430070；3. 华中科技大学机械科学与工程学院，武汉 430074；4. Department of Mechanical Engineering, Michigan State University, East Lansing, 48824）

利用拖拉机排气余热能够有效降低燃油消耗，其中基于有机朗肯循环（Organic Rankine Cycle, ORC）的余热能量转换效率最高。该研究根据拖拉机实际空间尺寸，试制了一种板翅式蒸发器用以回收柴油机排气余热。基于移动边界法建立排气与工质对流传热数值模型，结合台架试验数据验证模型有效性，并定量分析了柴油机全工况下蒸发器热力性能。为提高蒸发器传热量和适用范围，采用CFD仿真和BP神经网络进一步分析非设计工况时蒸发器传热特性，并对结构与工质参数进行优化。结果表明：1）蒸发器热力性能随转速和负载增大而提高，最大传热量为69.89 kW，在中低转速负载工况下，蒸发器出现传热不稳定现象；2）增加接管倒角和改变翅片形状，在蒸发器尺寸不变条件下传热量可提高5.2%，传热面积增大0.19 m2；3）通过优化流道、工质流量和进口温度，能够改善中低负载工况热力性能，如柴油机1 500 r/min时，工质流量可在0.03～0.08 kg/s范围变化，最大传热量可达19.46 kW。研究结果可为蒸发器实际应用于拖拉机及与柴油机工况匹配提供参考。

拖拉机；优化；排气余热；蒸发器；热力性能

0 引 言

拖拉机在田间作业时发动机燃油效率仅为15%～35%，排气能量占到燃油释放能量的38%～45%[1]，回收再利用排气余热有助于提高燃油利用率，降低排放。研究表明，基于有机朗肯循环（Organic Rankine Ccycle, ORC）的排气余热能量转换率最高[2-3]。蒸发器作为ORC系统关键部件，分析其在拖拉机空间受限条件下的热力性能，可为蒸发器参数的优化设计提出理论依据，从而有效提高排气余热的利用率。

已有学者分析了拖拉机等农机装备田间作业时的排气余热能量。Lion等[4]估算了农用机械发动机排气余热能量，分析了基于ORC的排气余热回收潜力。Punov等[5]的研究表明，拖拉机作业时80%时间段处于重载匀速工况，燃油能量损失达到28.9%～42.5%，采用ORC可回收排气余热能量的75%用于获取额外功率。焦有宙等[6]在全负荷2个工况点分析了循环水和烟气的可用余热量，为余热即时干燥粮食提供参考。白继伟等[7]设计了拖拉机额定工况条件下发动机尾气余热利用换热器及半干燥系统布置。魏名山等[8]选取输出功率最大时刻数据验证了R245fa作为工质回收余热的可行性。Wang等[9]分析了R245fa具有最佳经济性时所对应的适宜温度范围。蒸发器的选择设计需要考虑工质与排气热源的匹配，以最大限度地减少传热损失。研究表明，蒸发器结构型式会影响拖拉机排气余热的利用率[10]，板翅式蒸发器具有结构紧凑、质量轻的特点[11]，较管壳式蒸发器有较小的压力损失和较大的传热面积[12-13]，适用于空间受限时中低温余热能量的回收[14]。刘克涛等[15]发现板翅式蒸发器的最大传热系数约是管壳式的1.6倍，存在合适工质流量使得系统性能最佳，蒸发空间是制约ORC系统性能的重要因素。董军启等[16]分析了11种不同结构参数的板翅式蒸发器平直翅片传热和流动阻力，发现翅片间距对传热和流动阻力影响较小，而翅片长度和高度对其传热和流动阻力有重要影响。杨艳霞等[17]研究结果表明，人字形板式换热器流道内流速分布不均匀，存在涡流和传热死区的，会对传热性能造成一定的影响；通过数值模拟能较好地呈现流道内流体的流动和传热死区分布。逆流式翅片蒸发器效能在发动机满载工况下可达到最大值，优化翅片后效能可提高10%～13%[18-19]。王明杰等[20]基于联合收割机谷物干燥需求，建立了以换热量和排气背压为目标的换热器优化模型，以柴油机常见工况1 900 r/min验证模型；罗小平等[21]通过改变换热器微通道表面特性，研究微通道流动沸腾传热特性的影响。张红光等[22-23]分析了蒸发器工质相变传热特性及其对柴油机性能的影响。卜宪标等[24]在热负荷恒定和净输出功率最大两种约束工况下，分析了蒸发器传热能力。

以上研究更多是分析发动机满载等设计工况和特定约束工况下的排气余热可用能量及蒸发器结构、翅片和工质等参数对热力性能的影响。然而，拖拉机实际作业时存在田间耕整、地头转向和怠速停车等不同工作模式切换下的发动机转速和负载差异，会导致蒸发器工质出口过热度过低出现系统不稳定情况，在这些非设计工况下无法确定蒸发器的热力学性能，尤其是在中低转速工况下传热量随发动机负载降低而显著下降，难以实现排气余热能量的有效回收。因此需要进一步分析发动机满载或额定工况下等设计工况下的蒸发器热力性能，研究非设计工况时的传热规律。本文首先针对拖拉机实际空间尺寸试制板翅式蒸发器，采用移动边界法在Python中建立蒸发器工质与排气的对流传热数值计算模型，结合柴油机台架试验数据验证模型有效性，定量分析蒸发器在柴油机全工况下的热力性能；针对非设计工况下，结合BP神经网络预测算法，对蒸发器结构和工质参数进行优化，提出适用于拖拉机不同工况下的蒸发器设计参数，以最大程度地回收排气余热能量，从而为蒸发器实际用于拖拉机及与柴油机工况匹配提供参考。

1 蒸发器传热模型与试验验证

1.1 结构参数

设计选用蒸发器首先要考虑在拖拉机上的安装位置，在测量东方红804/854/954等不同马力段拖拉机发动机盖罩前部空间和驾驶室顶面尺寸后，确定板翅式蒸发器总体尺寸长×宽×高为68 cm×60 cm×16 cm，结构参数和三维模型分别如表1和图1所示，主要由3个板束体组成“三明治”夹层结构，板束体A置于中间层，由2组平直翅片对向插入形成，两侧为2个结构尺寸相同的板束体B，A和B分别作为柴油机排气和工质流道，可实现蒸发器顺流或逆流方向的单边或双边传热。

表1 蒸发器结构参数

1.2 对流传热模型

在建立蒸发器对流传热模型时，为保证能获取准确的传热特性，同时简化数值计算过程，作出如下假设：

1）不考虑蒸发器散发至环境热量损失；

2）不考虑蒸发器污垢系数和材料热阻；

3）忽略蒸发器流体沿管路轴向热传导、势能和动能的变化。

蒸发器传热面积一定时，逆流传热效果较顺流好，工质出口过热度更高。因此本文采用逆流双边传热。蒸发器中工质与柴油机排气的传热过程如图2所示，工质在入口5处于未饱和液体状态，经过预热区后加热到饱和液体；之后在两相区中继续吸收热量后在状态点7变为干饱和蒸汽；在过热区被高温排气进一步加热后，最终变为过热蒸汽。

蒸发器总传热量和每一区段传热量如计算如式（1）和（2），由能量平衡方程可计算出工质吸热量及各状态点比焓和温度。

式中为传热量，kW；为质量流量，kg/s；为比焓，kJ/kg；下标、、、分别代表总的、预热区、两相区和过热区；为柴油机排气；为工质；数下标1～8代表图2中各状态点。

图1中蒸发器接管截面积为圆形，流道截面积为矩形，考虑不同截面形状管内对流传热排气和工质的努塞尔数计算如式（3）[25]。由结构参数和对数平均温差法可计算排气和工质各自传热系数、蒸发器总传热系数和传热面积，如式（4）～（6）[26]，其中两相态传热系数由式（7）确定[27]。

式中为努塞尔数，0常数项，对于排气0=8.24，对于工质0=5.39[25]；为雷诺数，为普朗克常数，为导热系数，W/(m·K)；为水力直径，mm；和分别为膜态沸腾和核态沸腾校正因子，h为核态沸腾传热系数，W/(m2·K)。

蒸发器效能和传热单元数NTU是评价蒸发器和翅片传热性能重要指标[28]，计算如式（8）～（10）。效能是实际传热量与最大可能传热量比值，当排气或工质的温度变化等于蒸发器最大温差时，蒸发器可达到最大可能传热量，根据能量平衡，排气和工质热容流率中的较小值min将具有最大的温差；NTU反映蒸发器流体传热过程的难易程度，翅片效率η为翅片实际传热量与假设整个翅片处于基准温度下的传热量比值。

式中为翅片厚度，cm；k为翅片导热系数，W/(m·K)；为翅片高度，cm。

1.3 数值计算程序

移动边界法适用于存在多相的蒸发器，能够很好地反映蒸发器内部的传热过程，BP神经网络具有计算能力强、灵活性高、实时预测的特点，因此本文采用移动边界法结合BP神经网络算法在Python环境中编写数值计算程序，具体流程图如图3所示。

计算程序主要包含两部分，第一部分输入参数包括蒸发器结构尺寸及台架试验测取的蒸发器排气侧和工质侧进口温度、压力和流量，程序设置排气出口与工质进口温差在0.1 K时两者温度相等，由式（1）确定蒸发器排气出口温度阈值，由式（2）计算工质出口温度，并与当前状态下的临界温度相比较，得到工质相态；之后依据式（3）～（11）计算图2中各状态点温度、传热系数和传热距离等参数，如果计算得到总传热距离小于蒸发器流道长度，则认为排气出口温度等于工质进口温度，反之则采用二分法循环迭代求解排气出口温度。如果传热距离计算容差小于0.01 cm，表示排气与工质温度处于热平衡而不再发生传热，即认为假设的排气出口温度合理，否则以1 K为增量重新设定出口温度并重复整个流程直至找到满足的出口温度为止，程序结束记录结果。第二部分是以BP神经网络算法优化蒸发器结构和工质参数，将第一部分计算结果作为神经网络初始数据集，80%作为训练数据，20%为预测数据，以流道长度、工质进口温度和流量为优化参数，分析蒸发器非设计工况下的传热特性，最后记录计算结果并建立预测函数。程序中排气与工质热物性参数由CoolProp[29]实时调用以保证计算的准确性。

1.4 台架试验与模型验证

采用NI LabVIEW和cDAQ软硬件搭建数据采集系统，图4为试制的蒸发器实物图。试验时冷却水温度恒定为294 K，由于增压泵能耗与工质流量成正比，考虑到工质安全性、系统密封与管路工作压力，蒸发器工质选用R245fa，压力设定为2.08 MPa，流量为0.12 kg/s，增压后的工质在蒸发器进口处温度为326 K。试验发动机为排量2.0 L涡轮增压柴油机，额定功率为118.7 kW（3 500 r/min），试验测得柴油机怠速至最高转速193个全工况点的性能数据，得到有效功率、排气温度和流量万有特性如图5所示。考虑到拖拉机柴油机实际工况，选取850 r/min（怠速，最低排气温度，376 K）、1 250 r/min（地头转向）、2 250 r/min（最大转矩，361.4 N·m）、3 500 r/min（额定功率，118.7 kW）、4 000 r/min（最高排气温度，950 K）和4 500 r/min（最高转速）时不同负载试验数据验证数值计算结果，对比如表2所示，结果显示蒸发器排气侧和工质侧出口温度试验与计算相对误差最大为9.7%，验证了数值模型的有效性和准确性，可用于蒸发器内部热力性能的分析与参数优化。

表2 台架试验与数值计算的各项温度结果对比

注：OC为工况点；4和8分别为蒸发器排气侧和工质侧出口温度，K；为相对误差，%；Exp和Cal分别为试验和计算结果；A～F依次代表转速分别为850、1 250、2 250、3 500、4 000和4 500 r·min-1；0～4依次代表负载分别为空载、25%、50%、75%和满载。

Note: OC is operation condition;4and8is evaporator exhaust and working fluid outlet temperature, respectively;is relative error, %; Exp and Cal is experiment and calculation, respectively; A-F represent the speed of 850, 1 250, 2 250, 3 500, 4 000 and 4 500 r·min-1, respectively; 0-4 represent the idle, load rate 25%, 50%, 75% and full load, respectively.

2 数值计算分析

图6a显示蒸发器总传热量与柴油机有效功率变化趋势一致，原因是随转速和负载增加各区段传热量逐渐增大，根据图5，4 000 r/min满载工况时排气温度达到最大为950 K，排气流量较最大转速时相差不大，因此在该工况蒸发器有最大总传热量69.89 kW。图6b～6d为3个区段的传热量，中低转速（850～2 000 r/min）时大部分负载范围内工质始终处于过冷状态，主要是该范围排气流量和温度较低，致使传热系数和热容流率较小，同时工质流量较大使得传热时间短，导致两相区和过热区传热量为0，降低了蒸发器适用范围；转速和负载升高后，排气热容流率和传热系数急剧增加，工质达到饱和状态后开始出现两相区并逐渐转变为湿饱和蒸汽，由于工质进口流量和压力为定值，工质的热容流率和临界温度决定了预热区和两相区的最大传热量分别为13.39和12.84 kW，之后在中高转速（2 250～4 500 r/min）排气热容流率持续增加使工质最终转变为过热蒸汽，排气温度、流量和流道长度决定了过热区传热量最高为43.66 kW。

图7a显示蒸发器总传热系数随转速和负载增加而增大，数值大小主要受限于工质总传热系数，主要原因是传热过程中预热区占比最大，工质的液态传热系数较小从而限制了蒸发器总传热系数提高，同时蒸发器总传热系数在同一转速下随负载的变化不大，随转速升高而有较大增加，主要是因为转速升高排气流量和雷诺数增大，使对流传热强度增大。图7b中工质在低转速负载工况下处于预热区传热系数较小，主要由于该范围排气温度较低传热能力下降，随转速和负载升高预热区中工质吸热量达到饱和后传热系数不再变化，蒸发器和工质的最大传热系数均在4 000 r/min满载工况有最大值，分别为80.95和89.21 W/(m2·K)。图7c中工质在两相区中处于沸腾换热阶段，由液态逐渐转变为气态，传热系数急剧增大，膜态和核态蒸发提高了传热效果，最后在过热区中转变为过热蒸汽后传热系数降低，但流动状态由层流过渡到紊流，雷诺数和传热面积增大使得总传热系数持续增大。图7d中由于排气在传热过程中始终处于气态单相流状态，雷诺数变化不大，因此总传热系数只随流量和温度升高而增大，在4 500 r/min满载工况下有最大值492.61 W/(m2·K)。

在确定每一区段的排气和工质传热系数后，采用对数平均温差法计算蒸发器总传热面积和各区段传热面积，如图8所示。图8a中为防止柴油机过载熄火，在850 r/min时增大了喷油量导致排气流量增大，使得传热面积较大，总的来看，总传热面积随转速和负载的升高逐渐增大直至达到最大传热面积3.70 m2。图8b中，由于低转速负载工况排气流量小热容流率低，使蒸发器内部传热时排气温度迅速下降，与工质温差达到设定夹点温差1 K后不再发生传热，传热量饱和，因此总传热面积偏小；中转速范围传热大部分处于预热区，是因为排气温度和热容流率较低使工质未发生相变，在蒸发器中始终处于液态使传热面积达到最大值，之后排气热容流率和传热系数升高增大了预热区传热能力，工质开始在两相区与过热区传热，状态点6位置提前使预热区传热面积减小。图8c中，两相区传热面积先随传热量增大而增加，之后工质沸腾换热使传热系数急剧增大，导致蒸发器总传热系数增大，同时排气温度提高，但工质在两相区内饱和温度不变，使平均温差升高，状态点7位置前移使传热面积开始减小。图8d中，过热区工质转变为过热蒸汽后，传热系数降低，但平均温差持续升高，综合作用使传热面积缓慢增加。在大部分工况下预热区传热面积最大，两相区和过热区传热面积较小，在中高转速负载范围内，由于传热量差异使得过热区传热面积大于两相区。

蒸发器传热特性如图9所示。图9a中，效能反映了热容流率比和传热单元数对蒸发器的影响，在中低转速效能最大为1，传热效果达到最大，之后随转速和负载升高而降低，这是由于排气热容流率增幅大于总传热量所造成的，在中高转速负载范围，如需进一步提高蒸发器效能，需要增大传热面积，但过大的传热面积会导致排气出口温度过度冷却，析出冷凝水，因此需要确定柴油机最可能长时间运行的工况，以此确定合适的蒸发器结构参数。图9b传热单元数反映了排气与工质在蒸发器中的传热难易程度，由于工质热容流率为定值且为较大值，排气与工质的热容流率比随转速和负载提高而增大，同时蒸发器总传热系数变化较小，总传热面积不变，排气作为热容流率较小的流体，随转速和负载的升高而增大最终引起传热单元数逐渐降低；但在高转速范围内，蒸发器总传热系数和排气热容流率增幅比例相近，导致传热单元数基本保持不变。图10为翅片效率变化规律，由于工质和排气总传热系数随转速和负载升高而增大，导致热量沿翅片表面散热量增大，翅片效率降低。在同一工况下，由于翅片材料相同、两侧翅片厚度相差不大，工质总传热系数增幅较排气小，工质吸热量沿翅片表面散热量少且翅片高度低热阻小，使得工质侧翅片效率高于排气侧。

3 蒸发器参数优化

工质与排气在蒸发器接管与流道呈90°连接，会存在压力与能量损失；根据数值计算结果可知，在中低转速工况下，工质在蒸发器出口处无法转变为过热蒸气，出现传热量为0的情况，为促进蒸发器强制换热，提高在非设计工况下的热力性能，对其结构与工质参数进行优化。

3.1 结构优化

蒸发器板束体是传热主要部位，试验时工质与排气处于稳定流动状态，同时与对流传热模型假设保持一致，为保证获取准确的传热特性，在Fluent中模拟求解排气和工质在传热和流动过程时作出如下假设。

1）忽略蒸发器接管、外壁面、排气和工质散发至环境的热量损失；

2）忽略蒸发器材料热阻和污垢系数；

3）排气流动为湍流，流动和传热状态为稳态，排气进口侧热物性为定值。

采用有限体积法离散控制方程，工质热物性根据CoolProp温度线性插值，湍流模型采用k-ε双方程模型，近壁面处理采用Scalable壁面函数，求解器采用Simplec压力-速度耦合算法。

拖拉机田间作业时应尽可能保持柴油机在最大转矩和额定功率工况范围内运行以最大发挥柴油机性能，因此选取C4（2 250 r/min满载）和D4（3 500 r/min满载）工况分析蒸发器传热性能，表3为仿真边界条件和热物性参数[29]。

为验证网格疏密对数值计算的结果影响，分别绘制网格数为1 171 868、2 110 242和2 810 831的3种不同数目网格进行无关性验证，3种网格排气和工质出口平均温度偏差均小于0.4%，因此本文选择网格数为2 810 831的网格进行仿真模拟以保证最大的求解精度。

图11为C4和D4工况下的蒸发器传热温度云图，排气和工质在蒸发器出口平面上的温度分别为475和576、602和698 K，与试验测量值相对误差最大为9.4%。由此可见仿真结果虽然存在一定误差，但仍能较为真实反映地蒸发器的工作状况。

图12为D4工况流体流速分布，结果表明流体在各流道内分布不均，传热主要发生在距离接管进口较远的流道内，而在较近的流道内出现回流现象，主要原因是接管与流道方向呈90°，流体进入蒸发器时具有一定流速和惯性，导致高温排气和低温工质在进口较远的流道内积聚形成较大的温度梯度，使得在该区域流道内传热效率较高，而在近接管处流道内排气和工质质量分布较少，传热量较低使得排气热量未能充分利用；同时工质在流道内大多处于稳定层流状态也不利于边界传热。

已有文献[17]证明，采用波纹翅片形状可以改善蒸发器内流体流动和换热情况，通过增加接管倒角，可以使近接管处流道内部的流动更加均匀分布，以促进工质与排气的强制换热，考虑接管直径、流道长度和翅片加工工艺性后，确定排气接管采用倒角为R53，波纹间距20 mm，波高5 mm的翅片结构，对蒸发器进行仿真结构优化，图13为D4工况排气流速与温度分布图，结果表明流速在各流道内分布较之前均匀，整个高温区域向接管进口前移使得流道利用率更高传热更为充分，工质吸收更多排气热量。表4中传热结果显示，结构优化后工质在出口处过热度提高了16 K，传热量最大增加5.2%，传热面积增大0.19 m2，体积仅增加0.002 m3。

3.2 工质参数优化

蒸发器全工况分析结果表明，在中低转速负载工况下，工质未能充分利用排气余热，在蒸发器出口处无法转变成过热蒸汽而出现两相区和过热区传热量为0的情况。同时台架试验表明，冷却水温度为294～310 K时，工质经过增压泵后升温至314～344 K，且在624 K时50～100 h内未发生分解，考虑增压泵工作转速范围、拖拉机发动机盖罩前部和驾驶室顶面实际空间后，选取工质进口温度314～344 K、流量0.01～0.30 kg/s和流道长度10～80 cm为变量范围，步长分别为1 K、0.01 kg/s和10 cm，工质压力2.08 MPa时临界和分解温度397和624 K为约束条件，在蒸发器结构参数不变条件下，以数值计算模型基础上结合BP神经网络进一步分析蒸发器非设计工况下的传热特性。

表4 D4工况下不同结构传热结果对比

图14为1 250～2 000 r/min负载率50%工质出口为过热蒸汽时的流量、进口温度和流道长度参数优化结果，低转速时由于排气热容流率和传热系数均较小，排气能量低，需要减小工质流量增大流道长度以充分换热；之后随着排气热容流率增大，工质流量总体呈上升趋势，且范围增大，进口温度对范围影响较小；此外随流道长度增加，流量可选范围也增大，但长度的增加会导致蒸发器体积和成本的增加，因此在参数选择时需要考虑蒸发器的最大热力性能和最优技术经济性。

由表5可知，已有蒸发器流道长度50 cm，进口温度327 K时，除去1 250 r/min负载率25%时的单一工况点，工质流量可变范围和传热量会随转速和负载增大而变大，而不必局限于某一指定流量，因此为避免频繁调整增压泵转速，可将同一转速下流量的重叠区间设定为有效工作区间，从而提高中低转速负载工况下的传热稳定性和使用范围，如1 500 r/min在中高负载时，流量可在0.03～0.08 kg/s变化；同时工质与排气流量的比值，也可为增压泵与柴油机输出转速的传动比和传动装置的选择提供参考，如在1 500 r/min时传动比可设置0.78～1.88。

表5 1 250～2 000 r·min-1下25%～100%负载率的工质流量范围及传热量

4 结 论

1）提出了一种基于移动边界法的板翅式蒸发器的热力性能数值计算方法，定量分析蒸发器在柴油机全工况下的传热特性。结果表明，蒸发器中高转速负载工况下热力性能较好，传热量在4 000 r/min满载工况时达到最大69.89 kW；中低转速负载下由于排气热容流率和传热系数较低，较大的工质流量难以保证工质转变成过热蒸汽，从而出现两相区和过热区传热量为0的情况；同时该种计算方法也可适用于不同工质热物性和结构型式的蒸发器热力性能计算。

2）为扩大蒸发器适用范围，结合BP神经网络预测算法，以蒸发器流道长度、工质流量和进口温度为优化参数，进一步分析了蒸发器在非设计工况时的热力性能，确定了中低转速负载工况下的参数范围，如柴油机1 500 r/min时，工质流量可在0.03～0.08 kg/s范围变化，最大传热量可达19.46 kW，工质与排气流量比为0.78～1.88，有效改善了中低转速负载工况下蒸发器热力性能的不足，同时为增压泵与柴油机输出转速的传动比和传动装置的选择提供了参考，从而为实现蒸发器结构及工质参数与拖拉机的工况匹配提供理论依据。

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Thermal performance analysis and parameter optimization of a tractor exhaust waste heat plate-fin evaporator

Tu Ming1,2, Zhang Guotao1,3, Xia Chen1, Hu Dawei4, Zeng Rong1,2, Zhou Yong1,2※

(1.430070,; 2.430070; 3.,430074,; 4.,, 48824,.)

The fuel efficiency of the engine is only 15%-35% while the tractor is working in the field, and the exhaust energy accounts for 38%-45% of the energy released by the fuel. The recovery and reuse of exhaust heat energy could help improve fuel efficiency and reduce emissions. Studies have shown that the exhaust waste heat energy based on the Organic Rankine Cycle (ORC) is the highest. The evaporator is a key component of the ORC system, analyzing its thermal performance under limited space conditions of the tractor could provide a theoretical basis for the optimal design of evaporator parameters, thereby effectively improving the utilization of exhaust heat. This study according to the actual size of the tractor, a plate-fin evaporator was trial-produced to recover diesel exhaust waste heat. A numerical model of convective heat transfer between evaporator exhaust and working fluid based on moving boundary method was established and was verified the validity by combining with bench test data, the thermal performance of the evaporator under full operating conditions of the diesel engine was quantitatively analyzed; meanwhile in order to improve the heat transfer and scope of application of the evaporator, CFD simulation and BP neural network methods were used to further analyze the heat transfer characteristics of the evaporator under off-design conditions, the structure and working fluid parameters were optimized. The results showed that: 1) the evaporator had better thermal performance under medium and high speed load conditions, and the heat transfer reached a maximum of 69.89 kW under 4 000 r/min full load conditions, and the heat transfer of the evaporator would be unstable under medium and low speed load conditions due to the lower exhaust heat capacity flow rate, heat transfer coefficient, and a larger working fluid mass flow rate, resulting in the flow was difficult to ensure that the working fluid was transformed into superheated steam, so that the heat transfer in the two-phase zone and the superheat zone was zero within the evaporator. 2) in order to improve the distribution and turbulence of the fluid in the flow channel, increasing the pipe chamfer and adopting the corrugated fin shape to promote forced heat exchange, the CFD simulation showed the entire high-temperature area moved forward to the inlet of the nozzle to make the flow channel utilization rate higher and heat transfer more. With the optimized structure of the evaporator, the working fluid had a higher degree of overheating under the condition of the same overall size, the maximum heat transfer increased by 5.2%, the heat transfer area increased by 0.19 m2, and the volume only increased by 0.002 m3. 3) combined with the BP neural network algorithm, the evaporator flow channel length, working fluid flow and inlet temperature were optimized parameters, and the thermal performance of the evaporator under off-design working conditions was further analyzed, and the parameter range under the medium and low speed load conditions is determined. Thus, the selection range of the working fluid flow rate at different speeds was proposed, which effectively improving the thermal performance of the evaporator under low-to-medium speed load conditions, and providing a reference for the selection of the transmission ratio of the booster pump and the output speed of the diesel engine and the selection of the transmission device. For example, when 1 500 r/min was under a medium and high load, the flow rate could be changed from 0.03 kg/s to 0.08 kg/s and the maximum heat transfer up to 19.46 kW; at the same time, the transmission ratio could be set to 0.78-1.88 at 1 500 r/min. The results of the study are of great significance and present the fluid flow and heat transfer characteristics of the evaporator, which provide a reference for the actual use of the evaporator in tractors and matching with diesel engine operating conditions.

tractors; optimization; exhaust waste heat; evaporator; thermal performance

涂鸣，张国涛，夏晨，等. 拖拉机排气余热板翅式蒸发器热力性能分析与参数优化[J]. 农业工程学报，2021，37(19)：7-17.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002 http://www.tcsae.org

Tu Ming, Zhang Guotao, Xia Chen, et al. Thermal performance analysis and parameter optimization of a tractor exhaust waste heat plate-fin evaporator[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2021, 37(19): 7-17. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002 http://www.tcsae.org

2021-08-16

2021-09-26

国家自然科学基金（51605182）；现代农业产业技术体系（CARS-24-D-02）；农业农村部长江中下游农业装备重点实验室开放课题（2662020GXPY016）

涂鸣，讲师，博士，研究方向为农机装备余热利用及节能减排。Email：mingtu@mail.hzau.edu.cn

周勇，副教授，博士，研究方向为智能农机装备。Email：zhyong@mail.hzau.edu.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2021.19.002

S218.5; TK11+5

A

1002-6819(2021)-19-0007-11