对采用优化工作流体的底部式有机朗肯循环进行全面的热力学分析

《Next Energy》：A comprehensive thermodynamic analysis of a bottoming organic Rankine cycle using optimized working fluids

　　塔杰瓦尔·拉齐布（Tajwar Razib）| 阿努普·萨哈（Anup Saha）
孟加拉工程技术大学机械工程系，孟加拉国

**摘要**
本研究对ITY（燃气轮机）与底部有机朗肯循环（ORC）结合的系统进行了全面的热力学评估。针对不同的工作流体，评估了ORC的性能，并根据其临界温度和性能指标进行了优化。这项研究的创新之处在于采用了基于所需热源温度和“捏点温度差”分析选定的最佳工作流体，同时通过基础的热力学技术对两个循环进行了优化。由于有机流体的沸点较低，它们能够高效利用低品位废热。在所选的5种有机流体——甲苯（Toluene）、己烷（Hexane）、环己烷（Cyclohexane）、八甲基环四硅氧烷（D4）和间二甲苯（m-Xylene）中，临界温度高于500 K的流体在涡轮机出口处的流体质量、热效率和能量效率以及联合循环组件的能量损失方面表现更优。本研究强调了将这两种循环结合起来可以提高能源效率并最佳利用废热的潜力。这种联合循环可以应用于以ITY作为主要驱动机制的发电行业，其中ITY的废热通过ORC被回收以增强辅助发电能力。

**1. 引言**
自工业革命以来，化石燃料的消耗一直是一个重大的环境问题，对气候变化产生了严重影响[1][2]。Hameed等人[3]指出，由于化石燃料燃烧产生的CO、NOx和CH4排放量增加，对流层臭氧和甲烷的含量可能会显著增加。Graven[4]研究了化石燃料排放量的增加如何稀释大气中的放射性碳（14C），导致大气加速老化。然而，化石燃料对发电有重要影响，因为拥有大量国内化石燃料储备的国家虽然可再生能源的一次能源需求有所增加，但增幅有限或没有增加[5][6]。因此，无法完全排除化石燃料在发电中的作用，但可以通过其他循环来补充，以限制废热直接排放到环境中，并将其用于其他用途——这些互补循环被称为底部循环（bottoming cycles）。
ITY消耗大量化石燃料，其废气不仅包含CO2、H2O、碳氢化合物和烟尘颗粒，还含有多种氮化合物（如NOx、N2O5、HNO3）、硫氧化物（SOx）等其他硫化合物[7][8]。有机朗肯循环（ORC）是利用这些废热能量的最佳选择。它遵循传统的朗肯循环原理，但使用低沸点有机流体（如制冷剂）作为工作流体，而不是水。这种适应性使得可以从低品位热源（如地热能、太阳能热系统或工业废热）中高效发电。ORC的可持续性指数为3.97，在风能、地热能、水力发电、甲烷燃料发电厂和燃煤电厂中具有最高的能量产出比率197.52[9]。因此，这种循环具有更高的可持续性和投资回报率。Nafis等人[10]研究了ORC与蒸汽压缩循环（Vapor Compression Cycle）结合的性能，发现具有中等临界温度差异的流体对热力学性能有提升作用。Minea[11]展示了一个小型β原型50 kWe ORC系统，使用HFC245fa（1,1,1,3,3-五氟丙烷）作为工作流体，能够将 inlet温度在85°C至116°C之间的低品位废热或可再生能源转化为电能，净功率输出和净热电转换效率分别在22.3 kWe至39.9 kWe之间，以及6.62%至7.57%之间。ORC也非常适用于不同行业的底部循环。Kalina[12]发现，将底部ORC与生物质气化系统结合可以显著提高小型生物质发电的效率。Liu等人[13]提出了一种结合热电发电机（TEG）和ORC的系统，用于回收船舶废热，实验系统的输出功率为134.50 W，TEG/ORC底部循环比率为0.615时，热效率为6.93%。优化后的柴油发动机-ORC组合系统的净功率输出可达2.54 kW，其热效率比原发动机高出3.57%[14]。Song等人[15]使用低温夹套冷却水预热工作流体，并以高温船用柴油机排气作为蒸发器的热源，证明该优化系统具有经济可行性。Reza[16]研究了ORC作为不同工厂废热回收的底部循环的工作效率和成本效益，发现ORC的成本约为3500美元/千瓦（50–100千瓦功率范围），微型燃气轮机的成本约为1500美元/千瓦，整个系统的总成本约为2100美元/千瓦，投资后系统效率可提高30%至40%。Chacartegui等人[17]发现，使用甲苯作为工作流体的ORC在涡轮机入口温度为1573 K时可实现与传统联合循环在1700 K时相同的效率。还有研究探讨了ITY与ORC的结合方式。Kose等人[18]选择了6种不同的工作流体，通过改变ORC和ITY的入口温度来寻找净功率最高的最佳流体；Yagli等人[19]选择了8种不同的流体，同样通过改变入口温度来寻找净功率最高的最佳流体。Kaikko等人[20]研究了空气底部循环和ORC底部循环，其中顶部循环包括ITY（排气温度534°C）和柴油发动机（排气温度400°C）。研究表明ORC更为高效。然而，之前的ITY和ORC联合循环研究存在缺陷，通常只分析其中一个循环；很少有研究对两个循环进行全面的热力学分析并互相补充，尤其是关于最重要的“捏点温度差”分析方面。本研究旨在通过进行全面的底部ORC热力学评估来解决这一不足，特别是在不同热源温度下仔细选择最佳工作流体（详见第4节）。第2节描述了整体热力学循环配置，第3节介绍了分析中使用的主导方程，第5节详细阐述了捏点温度分析的关键组成部分，第7节展示了结果及其解释，第8节讨论了研究的局限性和未来发展方向，第9节总结了主要发现。

**2. 系统配置**
本研究同时考察了两个热力学循环。ITY作为顶部循环运行，而ORC作为底部循环，利用ITY的废热。ITY系统由三个部分组成：空气压缩机、燃烧室和涡轮机；ORC系统由四个部分组成：泵、蒸发器、冷凝器和涡轮机。图1展示了ITY-ORC联合系统的示意图，其工作原理可以分解为以下过程：

**过程1–2（空气压缩机）**：空气压缩机将空气压缩至设定压力。
**过程2–3（燃烧室）**：空气在燃烧室与燃料（本例中为CH4）混合并燃烧。空气-燃料混合物进入涡轮机膨胀并做功。
**过程3–4（ITY）**：废热进入ORC蒸发器时发生热传递。
**过程4–5（蒸发器）**：泵将饱和的ORC工作流体等熵压缩。
**过程7–8（ORC涡轮机）**：利用顶部ITY的废热进行等压加热，使过热有机流体达到饱和蒸汽状态。
**过程8–9（ORC涡轮机）**：过热有机流体的等熵膨胀在涡轮机中产生功。
**过程9–6（冷凝器）**：在冷凝器中进行等压放热，使有机流体重新饱和。

为了简化ITY-ORC联合循环的模型，采用了以下假设：
- 系统在稳态条件下运行。
- 忽略了组件中的压力降和能量损失[21]。
- 进口空气的成分固定，温度和压力与环境一致。
- 燃料气体为纯甲烷，在燃烧室内完全燃烧。
- 忽略了热交换器中的压力降。

**3. 热力学建模**
对于每个组件，应用热力学第一定律和第二定律来计算输出功、吸收或释放的热量以及系统的不可逆性。能量平衡方程可表示为：
$$
\sum_i E_i + Q_{\inlet} = \sum_0 E_0 + W_{\inlet}
$$
均匀流动条件下的不可逆性率可表示为：
$$
I_{\inlet} = \frac{T_{out}}{T_{in}} - \sum_j Q_{j, system}
$$
其中下标‘j’代表不同储热器的热传递，由于稳态条件，$ d_{system} = 0 $。

**燃气轮机建模：**
- **状态定义：**
- 状态02：
$$
T_2 = T_1 + \frac{\gamma - 1}{\gamma - T_1} P_1 \cdot \eta_c
$$
- 状态03：
$$
P_3 \approx P_2
$$
- 状态04：
$$
T_4 = T_3 \cdot \eta_t \cdot P_1 \cdot \frac{\gamma - 1}{\gamma + 1 - \eta_t}
$$
- 状态05：
$$
P_4 = T_4 \cdot P_1
$$
- 状态06：
$$
T_4 = T_{ORC} + \Delta T_{pp} + \Delta T
$$
- 状态07：
$$
\Delta T = m_{\inlet} \cdot h_f \cdot g \cdot m_{\inlet} \cdot C_p
$$

**空气压缩机：**
$$
W_{ac} = m_2 \cdot h_2 - m_1 \cdot h_1 \cdot \eta_{ac}
$$

**燃烧室：**
$$
W_{comb} = m_4 \cdot h_4 - m_2 \cdot h_2 - m_f \cdot h_f
$$

**涡轮机：**
$$
W_t = m_4 \cdot h_4 - m_6 \cdot h_6 \cdot \eta_{GT}
$$

**净功和热效率：**
$$
W_{net} = W_t - W_{ac}
$$
**不可逆性损失：**
$$
\Delta Q = W_{CV} + \sum_{i} q_{i, out} - \sum_{j} q_{j, system}
$$
其中，$\Delta Q = \sum_{i} Q_i(1 - T_0^T_i)$，$\phi = h_{\inlet} - h_0 - T_0 \cdot (s_{\inlet} - s_0)$

**有机朗肯循环建模：**
- **泵：**
$$
W_{p} = m_6 \cdot h_6 - h_7 \cdot s \cdot P
$$
- **蒸发器：**
$$
Q_{E} = m_{inlet} \cdot h_8 - h_7 \cdot s
$$
- **热电发电机（TEG）：**
$$
T_{H} = T_4
$$
- **涡轮机：**
$$
W_t = m_{inlet} \cdot h_8 - h_9 \cdot s \cdot \eta_{Ot}
$$
- **冷凝器：**
$$
Q_{c} = m_{inlet} \cdot h_6 - h_9 \cdot s
$$

**循环不可逆性：**
$$
I_{ORC} = W_{t} + W_{p} + Q_{E}
$$

**能量效率：**
$$
\eta_{IG} = \frac{W_{net}}{Q_{\inlet}}
$$

**总能量效率：**
$$
\eta_{I, overall} = \frac{W_{net}}{\sum_{i} Q_{i, in}}
$$

**4. 工作流体选择**
优化工作流体对于评估任何热力学循环的性能至关重要。不兼容的工作流体会对循环性能产生负面影响。不同流体的工作温度范围不同，因此必须仔细选择工作流体以确保在指定条件下的最佳性能。此外，即使工作流体兼容，如果其对环境不友好，也会对人类社会造成重大风险。必须仔细权衡性能与污染之间的平衡。本研究选择了甲苯、环己烷、己烷、D4和间二甲苯作为ORC的工作流体。选择基于它们的全球变暖潜能（GWP）、臭氧消耗潜能（ODP）和毒性特性[22]（见表1）。GWP和ODP是关键的环境指标，分别表示流体对气候变化和臭氧层降解的贡献程度[23]。因此，优先选择GWP低、ODP接近零的流体以确保环境可持续性。经过全面文献回顾，这些有机流体被认为最具环境友好性、最常见，并且具有较高的临界温度，适合与低或中温热源（如ITY，排气温度在350至650°C之间）配合使用[24]。因此，这5种流体被选用于底部循环。

**表1. 选定的工作流体及其特性**
| 流体 | 临界温度, Tc (K) | ODP | GWP |
|-----------------|-------------|---------------|---------------|
| 甲苯 | 593 | 0.3 | 3 |
| 环己烷 | 554 | 0.3 | 3 |
| 己烷 | 507 | 0.73 | 9 |
| 间二甲苯 | 617 | 0.7 | 7 |

**5. 仿真条件**
本文采用了Pak和Suzuki[25]提供的ITY参数以及Mago等人[26]提供的ORC参数（见表2）。我们调整了ORC涡轮机的入口温度，范围从泵工作变为正值的点开始到相应工作流体的临界温度。评估泵工作的目的是为了避免负的泵工作，因为这对泵来说是不合逻辑的。因此，我们确定了泵工作为零的最低温度。图2显示，如果从350 K开始，每种流体的泵工作量将为零或正值。但由于350 K远低于ITY的排气温度，我们在后续分析中将425 K作为最低温度。

**表2. ORC涡轮机入口温度范围**GT和ORC系统参数：

| 参数 | 值 |
|------------|-----------------------------|
| Compressor inlet temperature (K) | 288.15 |
| Pump input temperature (K) | 298 |
| Compressor inlet pressure (kPa) | 99 |
| Fluid quality at pump input | 1.0 |
| Exergy input (GJ/h) | 132.6 |
| Isentropic efficiency of pump | 0.85 |
| Fuel inlet temperature (K) | 566.47 |
| Isentropic efficiency of turbine | 0.80 |
| Fuel inlet pressure (kPa) | 1763 |
| Pinch point temperature difference (K) | 15 |
| Pressure ratio | 16.87 |
| Mass flow rate (kg/s) | 1 |
| Heat capacity ratio | 1.4 |
| Isentropic efficiency of turbine | 0.85 |
| Isentropic efficiency of compressor | 0.85 |
| Isentropic efficiency of turbine | 0.80 |
| Pinch point temperature difference (K) | 15 |
| Atmospheric pressure (kPa) | 101.325 |
| Atmospheric temperature (K) | 298 |
| Mass flow rate at air compressor inlet (t/h) | 185.1 |
| Mass flow rate at air compressor outlet (t/h) | 183.2 |
| Mass flow rate of fuel (t/h) | 2.66 |
| Mass flow rate at combustor (t/h) | 184 |
| Mass flow rate at turbine outlet (t/h) | 182.2 |

注：GT代表燃气轮机（Gas Turbo）；ORC代表有机朗肯循环（Organic Rankine Cycle）。

**图2.** 不同工作流体（己烷、环己烷、甲苯、D4和m-二甲苯）在底部有机朗肯循环（bottoming ORC）系统中，泵的工作输出随ORC涡轮入口温度的变化。当我们改变ORC涡轮的入口温度时，GT的排气温度也会随之变化，同时受到夹点温度差[27]的影响。

**5.1. 夹点温度差分析**
夹点温度差分析了GT排气与ORC工作流体在蒸发器中的热耦合，并对维持热力学上可行的热交换过程至关重要，如图3所示。在组合系统中，GT排气以状态T4进入蒸发器并以较低的温度T5离开，而ORC工作流体从状态6被泵送到状态7s，然后通过蒸发器加热到状态8，接着通过涡轮膨胀到状态9s，最后再次冷凝回状态6。在蒸发器中，工作流体首先经过泵的显热加热，然后在两相区域发生相变，最后在到达涡轮入口状态8之前进行过热处理。由于GT排气是这一过程的唯一热源，其温度必须在整个热交换器的长度上保持在ORC工作流体温度以上。最关键的位置是夹点，即热线与冷线之间的温差最小的地方。从图中可以看出，这个最小温差发生在GT排气冷却线与工作流体接近蒸发器饱和区域的温度之间，这个允许的最小温差定义为ΔTpp。在蒸发器出口，GT排气的入口温度T4仍然比ORC涡轮的入口温度T8高出ΔTpp+ΔT，同时GT排气的出口温度T5也必须高于ORC加热路径的相应低温区域，以避免温度交叉。这一要求至关重要，因为如果热线温度低于冷线温度，就会使得热传递变得不可能，并违反热力学第二定律。此外，如果温差接近零，所需的热交换器面积将变得过大，从而从工程角度来看设计上不可行。因此，夹点温度差不仅仅是一个几何上的温度间隙，它还是决定从GT排气中可回收的最大热量、ORC涡轮入口允许的温度以及两个循环之间整体热匹配的关键设计约束。随着状态8的升高以实现更高的ORC效率，冷侧的温度分布向上移动，减少了GT排气路径从T4到T5与ORC加热路径从7s到8之间的可用温差。因此，夹点条件限制了涡轮入口温度可以增加的范围，因为超过某个值后，最小温差ΔTpp就无法维持。

**图3.** 综合GT-ORC系统的温度-熵（T-s）图，展示了蒸发器中的夹点温度差分析。GT代表燃气轮机；ORC代表有机朗肯循环。图4说明了夹点温度差对甲苯的效率影响的敏感性，当夹点温度差从2K增加到20K时，效率明显下降。这种行为可以通过热力学原理来解释：夹点温度差的增加意味着在热传递过程中有更大的温差，根据热力学第二定律，这直接导致熵的产生增加。随着热线与冷线之间的温差增大，热传递变得更加不可逆，从而导致蒸发器内的可用熵减少。因此，从GT排气中转换成有用功的比例减小，进而降低了系统的总效率。此外，夹点温度差的增加有效地限制了可以从排气中回收的最大热量，因为排气必须以更高的温度离开蒸发器，从而带走未使用的熵。这种能量的损失进一步导致了系统性能的下降。相反，较小的夹点温度差允许GT排气与工作流体之间更好的热匹配，减少了不可逆性并最大化了热量回收，从而提高了效率。因此，观察到的下降趋势突显了夹点温度差作为设计和优化参数的关键作用，较小的温差在热力学上是有利的，但可能需要更大的热交换器面积，这表明了效率与实际系统设计约束之间的权衡。在本研究中，我们将ΔTpp固定为15K[26]，以确保热源温度随ORC涡轮入口温度的变化而变化，从而使系统始终保持热力学上的稳定性和一致性。

**6. 模型验证**
本研究的热力学分析使用了Python（版本3.12）进行，采用了CoolProp和Cantera来评估燃料气体、空气和有机工作流体的热力学性质。为了验证开发的仿真框架，采用了参考研究中报告的相同操作和边界条件。如图5所示，ORC的仿真结果与Elahi等人的[28]报告的结果高度一致。表3中的数值比较表明，当前模型与参考结果之间的偏差均低于2%，这在热力学仿真中是可以接受的准确範围内。此外，表4还展示了与Pak和Suzuki[29]研究的GT模型进行了验证，比较结果同样显示误差小于2%，进一步证实了所实施模型的可靠性。

**7. 结果与讨论**
7.1. ORC涡轮出口处的工作流体质量
涡轮出口处的流体质量是一个关键的决策参数，因为湿滴对涡轮叶片非常有害[30]。工作流体不需要过热，因为过热并不会显著提高系统的效率[26]。图6展示了工作流体的T-s图，说明了涡轮出口处的流体质量。所有流体都以干态抽出，以最小化两相区域的出现。如果流体是湿的，涡轮出口将始终处于两相区域，如图中的水所示。但对于我们选择的有机流体，由于T-s图的形状，它们在等熵膨胀后永远不会进入两相区域，这使得所有工作流体都与热力学系统兼容。

7.2. ORC热效率分析
图7展示了不同ORC工作流体的热效率随涡轮入口温度的变化。所有流体的效率都随着温度的升高而一致增加，这是因为平均加热温度的提高和涡轮工作输出的增加。在选定的流体中，甲苯和m-二甲苯表现出最高的性能，在约600-610K时，效率分别达到了约28%和27.8%，这主要是由于它们的高临界温度和有利的热物理性质，使得焓降较大且膨胀过程稳定。环己烷在约550K时表现出中等性能，效率约为25.2%，而己烷在约505K时的效率最高，约为21.6%，但受到其较低临界温度和较小的膨胀范围的限制。相比之下，D4的效率最低，在较高温度下仅约为17.1%，这可能是由于其相对较低的焓降和与热源温度范围不匹配所致。尽管像甲苯这样的芳香族流体提供了更高的效率，但像己烷这样的低温流体通过在较低温度下实现合理效率而具有操作优势，这表明了效率与热兼容性之间的权衡。此外，效率曲线在较高温度处的逐渐平坦化表明了收益递减，可能是由于不可逆性的增加和接近临界条件，强调了选择最佳流体和操作条件的重要性。

7.3. ORC的熵效率分析
图8展示了不同ORC工作流体的熵效率ηII随涡轮入口温度的变化。与热效率不同，熵效率ηII通常随着温度的升高而呈现下降趋势。甲苯和m-二甲苯显示出最高的ηII值，在约440-460K时达到峰值，分别约为54%和53.5%；然而，在更高温度下，它们的效率逐渐下降到约52%和50.5%，主要是由于较大的温度梯度和热传递及膨胀过程中的不可逆性增加。环己烷的趋势类似，效率从约52%降至近50.5%，而己烷的效率则从约48.5%降至约47.3%，表明对不可逆性的敏感性较低。相比之下，D4的性能最低，其ηII在温度范围内从约40.5%显著下降到近32.5%，反映了较大的熵损失和与热源的热匹配不良。总体而言，随着涡轮入口温度的升高，ηII的减少可以归因于不可逆性的增加，特别是在加热过程中，热源与工作流体之间的较大温差导致了更多的熵产生。尽管高温操作可以提高热效率，但这种相反的趋势表明了一个关键的权衡：最佳ORC性能需要在最大化能量输出和最小化熵损失之间找到平衡，而不仅仅是简单地提高操作温度。

7.4. GT工作输出分析
图9展示了GT工作输出随ORC涡轮入口温度的变化，这同时反映了GT排气温度和可供ORC使用的热源温度。对于所有工作流体，GT工作输出都明显且几乎呈线性增加，从495-500K附近的几乎为零增加到约600-610K时，甲苯约为11.5MW，环己烷约为9MW，己烷和m-二甲苯约为8.8-9MW。这种行为表明，随着有机朗肯循环（ORC）涡轮机入口温度的升高，整个系统的热水平也在增加，这意味着燃气轮机（GT）正在处理更热的废气流，因此处于更高的能量可用性条件下。从热力学的角度来看，GT侧更高的温度水平对应于涡轮机两侧更大的焓差，从而直接增加了膨胀功。由于涡轮机的工作本质上与膨胀过程中的焓降有关，因此GT循环上游热状态的任何增加自然会导致更大的轴功。因此，ORC涡轮机入口温度的升高不应被解读为ORC直接导致GT产生更多的功；相反，两者都是对系统温度水平同样增加的响应，其中更热的GT废气使得ORC涡轮机入口温度升高，同时也反映了GT更强的膨胀潜能。从这个意义上说，ORC涡轮机入口温度作为可回收废热质量的指标，其较高的值意味着 topping GT循环在膨胀后仍有更多的能量可用，这与更高的GT工作输出是一致的。在大多数温度范围内，己烷、环己烷、甲苯和间二甲苯的曲线有很强的重叠，尤其是在500到570 K之间，此时GT的工作从大约1 MW增加到7.5 MW，进一步证实了GT工作主要受涡轮机入口温度、压力比和质量流速等循环参数的控制，而不是特定的ORC流体。由于ORC是一个 bottoming 循环，它在GT膨胀过程完成后才回收废气热量，因此不会显著改变GT的主要状态点。在较高温度下观察到的轻微偏差中，甲苯显示出最高的GT工作趋势，这可以归因于蒸发器中的热匹配和热回收行为的微小差异，这些差异可能会稍微改变废气侧的温度分布，但这些影响是次要的。因此，随着ORC涡轮机入口温度的升高，GT工作输出的增加反映了这两个量是通过GT的废气温度水平耦合在一起的，这个图表本质上表明，更高质量的废气流不仅提高了ORC的热回收潜力，也对应于GT在更高膨胀功的条件下的运行。## 限制与未来工作
本研究重点对结合了燃气轮机（GT）的 bottoming 型有机 Rankine Cycle（ORC）进行了热力学分析，将 ORC 涡轮机的入口温度视为系统的主导参数。这一参数在两个循环之间起着关键作用，因为它同时代表了燃气轮机的排气温度和可供 ORC 使用的热源温度。通过将分析重点放在这一连接参数上，研究能够捕捉到联合循环的耦合行为，并保持清晰一致的框架。因此，其他重要参数（如冷凝器温度、夹点温差和过热度）在当前研究中并未得到探讨，并被确定为未来研究的重要方向，以便进一步优化系统性能并加深对其理解。

## 9. 结论
本文通过使用由各自系统热源温度决定的优化工作流体，对燃气轮机和 ORC 的联合运行进行了优化分析。该研究主要基于热力学第一定律和第二定律以及夹点温差分析方法。评估了五个关键性能参数以进行优化：ORC 的热效率、ORC 的做功能率、ORC 涡轮机出口处的工作流体质量、ORC 的不可逆损失以及燃气轮机的功输出。ORC 涡轮机的入口温度是变量参数，其范围为 425 K 至相应工作流体的临界温度。通过进行夹点温差分析确定了这一温度范围内的热源温度。本研究使用己烷、环己烷、甲苯、D4 和间二甲苯作为工作流体，对结合了燃气轮机系统的 ORC 进行了全面的热力学和做功能率评估。这些工作流体表现出比传统湿式流体更好的性能，因为它们在膨胀后仍保持过热状态。分析表明，提高涡轮机入口温度可以提升热效率，因为这有助于改善热量传递和涡轮机的功输出；但同时也会降低做功能率，因为不可逆性增加，尤其是在传热过程中。所有工作流体下的燃气轮机功输出和部件的做功能率损失基本保持不变，证实了顶部燃气轮机循环与底部 ORC 配置的有效解耦，仅在较高温度下存在轻微偏差。不可逆性分析显示，燃气轮机燃烧室和涡轮机的做功能率损失随着涡轮机入口温度的升高而减少，表明在第二定律效率上有所提高，相对不可逆性降低。此外，ORC 蒸发器和冷凝器中的熵生成量随温度升高而增加，其中蒸发器的贡献更大，这是由于热量吸收过程中的温差更大；而冷凝器的行为则更依赖于流体特定的热排放特性。整体性能趋势表明，工作流体的选择通过其与热源的热物理相容性显著影响系统行为，从而影响效率水平、不可逆性分布和运行温度范围。这些结果强调了在实现最佳联合循环性能时平衡能量回收与做功能率损失的重要性。因此，本研究的主要发现包括：
- 热效率随着涡轮机入口温度的升高而提高，而做功能率则因不可逆性的增加而降低；
- 应根据工作系统优化夹点温差，因为系统效率对其非常敏感；
- 甲苯和间二甲苯在整体性能和高温热源的兼容性方面表现最佳；
- D4 由于不可逆性高和热效率低而表现最差；
- 燃气轮机的功输出和做功能率损失在很大程度上与 ORC 工作流体的选择无关；
- 适当的工作流体选择和温度匹配对于最大化整体系统性能至关重要。

## 作者贡献声明
Tajwar Razib：撰写原始草稿、可视化处理、验证、软件应用、资源准备、方法论设计、正式分析、数据整理、概念构建。
Anup Saha：项目监督、项目管理、方法论指导、数据整理、概念构建。