徐青，歐陽新萍，方婷婷

（上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093）

0 引言

我國是能源消耗大國，能源消耗以煤炭為主，但利用率低，且?guī)磔^多環(huán)境污染問題。地熱能因儲存量巨大，且為可再生能源，逐漸受到重視。地熱能按其溫度的不同，劃分為低溫、中溫和高溫三種類型。采用有機朗肯循環(huán)（Organic Rankine Cycle，ORC）的發(fā)電系統(tǒng)是利用中低溫地熱發(fā)電的一種重要方式。膨脹機作為系統(tǒng)中的主要部件，承擔著工質(zhì)熱功轉(zhuǎn)換的功能，是ORC系統(tǒng)的核心和高效安全運行的基礎(chǔ)。一些較低溫度的工業(yè)余熱的利用，也會用到有機朗肯循環(huán)。

用于有機朗肯循環(huán)的膨脹機的機型分為滾軸式、旋葉式、擺線式、渦旋式、螺桿式等容積型膨脹機和向心透平、軸流透平等速度型膨脹機。國內(nèi)外研究者對這些類型膨脹機的性能、損失分布和設(shè)計進行了大量的研究，通過不斷改進已有的膨脹機型和探索研究新的膨脹機型，來提高膨脹機的效率，從而提高系統(tǒng)性能系數(shù)。VLEMORT等[1]通過建立膨脹機理論模型，分析了在一定工況下的有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)的工作性能。朱正良等[2]設(shè)計并搭建了應(yīng)用螺桿式膨脹機的太陽能有機朗肯循環(huán)發(fā)電系統(tǒng)試驗臺，通過實驗對有機朗肯循環(huán)發(fā)電的特點進行分析。西安交通大學的趙兆瑞等[3]研究了雙螺桿壓縮機及膨脹機在高溫熱泵與能量回收系統(tǒng)中的應(yīng)用，并給出了一些研究進展和應(yīng)用案例。徐明照等[4]對水蒸汽螺桿膨脹機余熱發(fā)電系統(tǒng)展開了理論與實驗研究，模擬結(jié)果發(fā)現(xiàn)水蒸汽膨脹比對焓差的影響大于壓差，過大的膨脹比并不會導(dǎo)致焓差的等比例上升。上海交通大學王心悅[5]通過模擬軟件（ANSYS Fluent）對兩相流在螺桿膨脹機內(nèi)部的膨脹做功過程的溫度、壓力、干度和泄漏問題進行了數(shù)值計算與分析，對螺桿膨脹機內(nèi)部兩相流工質(zhì)的流動機理與流動狀態(tài)有了更深入的了解。浙江大學陳波等[6-7]與西安交通大學王冰圣等[8]和劉廣彬等[9]，均對渦旋式膨脹機進行了一系列的理論分析與實驗研究，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，影響渦旋式膨脹機效率的關(guān)鍵因素有吸入壓力損失、過膨脹或欠膨脹、潤滑與密封、摩擦損失。同濟大學吳竺等[10]對采用R123的渦旋膨脹機變負載工況的輸出性能進行了實驗研究與仿真分析，仿真分析結(jié)果與實驗結(jié)果對比后誤差在合理范圍內(nèi)，驗證了仿真模型的準確性。上海交通大學韋偉等[11]搭建了采用渦旋式膨脹機的小型有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)，采用不同的工質(zhì)，對系統(tǒng)以及膨脹機的性能進行了測試。QIU等[12]通過總結(jié)膨脹機的市場調(diào)查結(jié)果，分析了微型ORC的熱電聯(lián)供（Combined heat and power，CHP）系統(tǒng)如何選擇膨脹機，對螺桿式、渦旋式、渦輪式和葉片式膨脹機的工作原理與特點進行了分析與評價。雖然研究者們對渦旋膨脹機的研究已有十多年，但是由于其絕熱膨脹效率不夠高，渦旋膨脹機截至目前還沒有真正進入到實用的階段。上海交通大學姜亮等[13]以R152a為循環(huán)工質(zhì)采用工程方程解答器（Engineering Equation Solver，EES）軟件編程的方法對徑流渦輪式膨脹機進行了熱力優(yōu)化與結(jié)構(gòu)設(shè)計，發(fā)現(xiàn)隨著膨脹機入口工質(zhì)溫度的升高，內(nèi)效率降低，但輸出效率大幅增加。中國科技大學PEI等[14]和LI等[15]基于小型向心透平對小型ORC系統(tǒng)進行了研究，這個系統(tǒng)采用了R123作為工質(zhì)，實驗研究發(fā)現(xiàn)膨脹比和轉(zhuǎn)速是影響系統(tǒng)性能的兩個重要因素。

以上研究的膨脹機大多是基于現(xiàn)有壓縮機結(jié)構(gòu)的改造，一般都是壓縮機的反向運行、氣流的逆向流動，而不少壓縮機的反向運行或氣流逆向流動會出現(xiàn)各種各樣的問題。本文所研究的膨脹機也是基于一款壓縮機的改造，但由于其特殊的結(jié)構(gòu)，改造為膨脹機后的活塞運轉(zhuǎn)方向不變、氣流的流動方向不變，因此帶來的問題較少。該款壓縮機為本研究團隊前期研制的一款新型的雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機。雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機結(jié)合了往復(fù)活塞式和回轉(zhuǎn)式壓縮機的優(yōu)點，消除了往復(fù)活塞的慣性力并保留了活塞壓縮機壓比高的優(yōu)良特性[16]。該壓縮機結(jié)構(gòu)簡單、易損件少、制造成本低、噪聲小、運行平穩(wěn)且安全，基于此壓縮機研發(fā)的膨脹機也同樣具有壓縮機的類似優(yōu)點。

本文根據(jù)膨脹機的工作特性，設(shè)計合理的進氣結(jié)構(gòu)、減少余隙容積損失并進行潤滑系統(tǒng)的設(shè)計。該膨脹機的設(shè)計豐富了應(yīng)用有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)的膨脹機的類型，對利用余熱發(fā)電及中低溫地熱發(fā)電有著重要的意義。

1 基本結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 原雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機的基本結(jié)構(gòu)與工作原理

原雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機基本結(jié)構(gòu)與工作原理如圖1所示。

圖1 壓縮機的工作原理示意圖

主體結(jié)構(gòu)為一種雙環(huán)相交型氣缸，分為左氣缸5和右氣缸6。兩個氣缸的截面形狀均為圓環(huán)形，與截面垂直的氣缸截面為矩形。左氣缸與右氣缸相交于上交匯處7和下交匯處8。在交匯處，兩個氣缸空間連通。兩個氣缸內(nèi)各有兩個圓弧形活塞，兩個活塞在氣缸內(nèi)對稱布置，單個活塞的弧度為90°，兩個活塞之間的氣缸空間的角度也為90°；左右活塞可以交替通過上下交匯處，左活塞1順時針旋轉(zhuǎn)，右活塞2逆時針旋轉(zhuǎn)。位于上交匯處的外側(cè)氣缸壁上，開設(shè)有排氣口4，位于下交匯處的外側(cè)氣缸壁上，開設(shè)有吸氣口3。圖1所示的活塞位置為右氣缸壓縮、左氣缸吸氣的狀態(tài)：此時的上交匯處被1個左活塞占據(jù)，位于上部的右活塞與該左活塞的圓弧面外側(cè)形成壓縮空間，該右活塞的逆時針運動形成先壓縮、后排氣過程；此時的下交匯處被1個右活塞占據(jù)，位于下部的左活塞與該右活塞的圓弧面外側(cè)形成吸氣空間，該左活塞的順時針運動形成吸氣過程，氣體從吸氣口3進入氣缸。隨著活塞的轉(zhuǎn)動，當右活塞占據(jù)上交匯處時，同時左活塞占據(jù)下交匯處，此時形成左活塞的壓縮過程和右活塞的吸氣過程。壓縮機旋轉(zhuǎn)一周，共實現(xiàn)4次吸氣、壓縮、排氣過程。排氣口設(shè)置排氣閥，吸氣口無需吸氣閥。左右活塞的旋轉(zhuǎn)通過同步齒輪保持相同的角速度。

該壓縮機將傳統(tǒng)活塞壓縮機的往復(fù)運動改為回轉(zhuǎn)運動，消除了往復(fù)慣性力，提高了效率；旋轉(zhuǎn)一周4次吸排氣，排氣連續(xù)性好；結(jié)構(gòu)簡單，保留了活塞機高壓比的特征。壓縮機采用間隙密封、壓差供油方式。該壓縮機已經(jīng)制作出樣機，經(jīng)過實驗，達到了設(shè)計的壓比，且噪聲比傳統(tǒng)的往復(fù)式活塞壓縮機低很多。

1.2 雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞膨脹機的基本結(jié)構(gòu)與工作原理

將原雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機改為膨脹機的基本思路是：氣流方向與活塞的轉(zhuǎn)動方向都不變，原低壓的吸氣口改為高壓的進氣口，原高壓的排氣口則成為低壓的排氣口，其基本結(jié)構(gòu)與工作原理如圖2所示。

圖2 膨脹機的工作原理示意圖

與圖1相比，改造之一是將原壓縮機一個吸氣口改為2個進氣口，為左進氣口7和右進氣口8，分別供左氣缸進氣和右氣缸進氣；改造之二是取消原壓縮機的排氣閥，而在兩個進氣口分別布置進氣閥，該進氣閥可受信號控制而實現(xiàn)開啟或關(guān)閉動作；改造之三是每個氣缸內(nèi)各設(shè)有一個機械觸點，當旋轉(zhuǎn)的活塞碰到機械觸點時，發(fā)出信號使得進氣口處的進氣閥關(guān)閉，當活塞脫離機械觸點時，進氣閥打開。左機械觸點5控制著左進氣口上的進氣閥，右機械觸點6控制著右進氣口上的進氣閥。如圖2所示，機械觸點5與下交匯處之間的角度為90°+a。

以左氣缸為例，介紹膨脹機的膨脹過程，右氣缸工作過程與左氣缸類似。如圖2所示，左活塞未接觸到機械觸點，左吸氣閥處于打開狀態(tài)，左氣缸處于進氣狀態(tài)；此時右活塞處于下交匯處，高溫高壓氣體進入左活塞右端面與右活塞外圓弧面之間的腔體中，推動左活塞的旋轉(zhuǎn)，連接左右活塞的同步齒輪使得右活塞以相同的角速度旋轉(zhuǎn)。

如圖3所示，高溫高壓氣體推動左活塞接觸到機械按鈕，左進氣閥關(guān)閉，進氣結(jié)束。因活塞弧度為90°，故左活塞右端面與右活塞外圓弧面之間的角度為a，即進入了a角度氣缸腔體的高溫高壓氣體。

圖3 進氣結(jié)束時的膨脹機示意圖

進氣結(jié)束后，氣體開始膨脹，氣體膨脹繼續(xù)推動左活塞旋轉(zhuǎn)，直到如圖4所示位置膨脹結(jié)束。此時右活塞脫離下交匯處，左活塞開始占據(jù)下交匯處，與左吸氣口相通的腔體容積不再增大，高溫高壓氣體在腔體內(nèi)膨脹結(jié)束，壓力達到排氣壓力。隨著活塞的旋轉(zhuǎn)，腔體內(nèi)處于膨脹終了壓力的氣體將與排氣口連通，進行排氣過程。圖4所示的左氣缸上部腔體即將進入排氣過程：上交匯處即將被右活塞占據(jù)，相應(yīng)地，左氣缸上部腔體與排氣口連通，進行排氣過程。氣體腔室從進氣結(jié)束時的a角度到膨脹結(jié)束的90°，角度變大了(90-a)°，故膨脹機的膨脹比近似為90/a。通過調(diào)整機械觸點的位置，可以調(diào)整進氣角度a，從而調(diào)整膨脹比。膨脹機旋轉(zhuǎn)一周，左右氣缸共進行4次進氣、膨脹、排氣過程。

圖4 膨脹結(jié)束時的膨脹機示意圖

這種膨脹機具有前述壓縮機相同的優(yōu)點，由于進氣方向及活塞旋轉(zhuǎn)方向與原壓縮機都相同，因此，改造的問題較少。

2 取消進氣閥的進氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

上述膨脹機方案需要設(shè)置進氣閥，但進氣閥是易損部件，會影響到膨脹機的可靠性和噪聲，且機械觸點與進氣閥的配合也有一定的延遲，影響運行效率。因此，取消進氣閥會消除這些缺點。

取消進氣閥后的進氣結(jié)構(gòu)方案是：參照螺桿壓縮機的軸向排氣結(jié)構(gòu)，即在氣缸軸向端面的某個角度內(nèi)開設(shè)軸向排氣孔；在壓縮過程中，螺桿軸向端面封住排氣孔，不排氣；壓縮過程結(jié)束時，螺桿旋轉(zhuǎn)到某個角度使得氣體與排氣孔導(dǎo)通，進行排氣。類似地，本膨脹機在氣缸的軸向端面靠近進氣口的一定角度內(nèi)開設(shè)軸向的端蓋進氣孔；兩個活塞的連接端面與氣缸軸向端面相貼，可以周期性地封住進氣孔或連通進氣孔，達到控制一定角度進氣的目的。

活塞結(jié)構(gòu)的三維示意圖如圖5所示，端蓋進氣孔與活塞端面上的進氣口相配合的示意圖如圖6所示。

圖5中，連接兩個活塞的端面為圓環(huán)形，稱活塞圓環(huán)面，該圓環(huán)面與氣缸的軸向端面緊貼（微小間隙配合），活塞圓環(huán)面上開設(shè)活塞進氣口。圖6中，活塞進氣口跟隨活塞的轉(zhuǎn)動與端蓋進氣孔在一定的角度內(nèi)（比如圖中的角度θ）重合，進氣過程開始，直至活塞進氣口旋轉(zhuǎn)至完全脫離端蓋進氣孔，端蓋進氣孔被活塞圓環(huán)面完全擋住，進氣過程結(jié)束。

位于氣缸軸向端蓋上的端蓋進氣孔，它的面積和形狀與活塞的大小、轉(zhuǎn)速、膨脹機的排量等有關(guān)，其中，端蓋進氣孔的弧度θ與膨脹比有關(guān)，可以根據(jù)膨脹比的不同來設(shè)計。這樣的進氣結(jié)構(gòu)不需要設(shè)置進氣閥，前述結(jié)構(gòu)的機械觸點也就不需要了。

圖5 活塞結(jié)構(gòu)

圖6 活塞進氣口與端蓋進氣孔

膨脹機的密封方式同壓縮機一樣。主要采用間隙密封，局部采用迷宮式密封；潤滑方案則無法采用原壓縮機的壓差潤滑方案，改用油泵驅(qū)動潤滑方案。

3 容積效率的計算

分析膨脹機的容積系數(shù)時，應(yīng)分別考慮結(jié)構(gòu)容積損失和余隙容積損失。結(jié)構(gòu)容積損失主要指回流造成的容積損失，但根據(jù)雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞膨脹機的結(jié)構(gòu)特征，沒有回流損失，故認為膨脹機的容積系數(shù)只與余隙容積損失有關(guān)。

由上文進氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案知，只有當活塞進氣口與端蓋進氣孔重合時，才會有氣體進入氣缸。當活塞在下交匯處開始嚙合到嚙合結(jié)束的過程中，右氣缸內(nèi)完全膨脹的氣體進入右活塞外側(cè)環(huán)形弧面與左活塞尾部端面形成的封閉空間，如圖7黑色填充部分所示，即吸氣未開始時形成的余隙容積。

每當吸氣時，這部分氣體殘留在氣缸內(nèi)，左活塞運行一周，形成兩倍的余隙容積。余隙容積體積計算如下：

式中：

Vc——余隙容積，m3；

θ——余隙容積的角度，設(shè)計為14°；

R——氣缸外徑，設(shè)計為0.116 m；

r——氣缸內(nèi)徑，設(shè)計為0.092 m；

H——氣缸高度，設(shè)計為0.116 m。

故相對余隙容積為：

式中：

c——相對余隙容積；

Vc——余隙容積，m3；

V氣缸——單個氣缸體積，設(shè)計為0.001927 m3。

容積系數(shù)[17]計算如下：

式中：

λv——容積系數(shù)；

c——相對余隙容積；

?——膨脹比，設(shè)計為3.88；

Δpd——排氣壓力損失，因無排氣閥結(jié)構(gòu)，故取0 Pa；

P2——排氣壓力，Pa；

m——膨脹系數(shù)，取1。

故容積效率為：

式中：

ηv——容積效率；λv——容積系數(shù)；

λp——壓力系數(shù)，設(shè)計為0.936；

λl——泄漏系數(shù)，根據(jù)文獻[18]，取0.970；

λT——溫度系數(shù)，設(shè)計為0.830。

圖7 余隙容積示意圖

4 雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞膨脹機的優(yōu)勢

該雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞膨脹機是一款設(shè)計的新型膨脹機。相對于往復(fù)活塞式膨脹機，消除了活塞慣性力的影響，結(jié)構(gòu)較簡單，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，制造工藝也不復(fù)雜，且易于小型化。該膨脹機的優(yōu)化方案對進氣口的結(jié)構(gòu)進行了改造，取消了進氣閥，運行可靠性增強。相對于渦旋式膨脹機徑向線接觸密封所導(dǎo)致的易泄漏的缺點，該膨脹機是面接觸密封，減少了泄漏對容積效率的影響。

5 結(jié)論

由雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機改造而成的雙環(huán)回轉(zhuǎn)式活塞膨脹機，具有結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、易于小型化的特點；活塞的回轉(zhuǎn)運動消除了往復(fù)慣性力，提高了效率，保留了活塞機高壓比的特征；旋轉(zhuǎn)一周4次進排氣，排氣連續(xù)性好；取消進氣閥的優(yōu)化方案可增加膨脹機的可靠性，還可降低噪聲。目前，中小型有機朗肯循環(huán)的回轉(zhuǎn)式膨脹機種類較少，此款膨脹機可在中小型有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)中得到推廣應(yīng)用。

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