双环回转式活塞膨胀机的结构设计

徐青，欧阳新萍，方婷婷

（上海理工大学能源与动力工程学院，上海 200093）

0 引言

我国是能源消耗大国，能源消耗以煤炭为主，但利用率低，且带来较多环境污染问题。地热能因储存量巨大，且为可再生能源，逐渐受到重视。地热能按其温度的不同，划分为低温、中温和高温三种类型。采用有机朗肯循环（Organic Rankine Cycle，ORC）的发电系统是利用中低温地热发电的一种重要方式。膨胀机作为系统中的主要部件，承担着工质热功转换的功能，是ORC系统的核心和高效安全运行的基础。一些较低温度的工业余热的利用，也会用到有机朗肯循环。

用于有机朗肯循环的膨胀机的机型分为滚轴式、旋叶式、摆线式、涡旋式、螺杆式等容积型膨胀机和向心透平、轴流透平等速度型膨胀机。国内外研究者对这些类型膨胀机的性能、损失分布和设计进行了大量的研究，通过不断改进已有的膨胀机型和探索研究新的膨胀机型，来提高膨胀机的效率，从而提高系统性能系数。VLEMORT等[1]通过建立膨胀机理论模型，分析了在一定工况下的有机朗肯循环系统的工作性能。朱正良等[2]设计并搭建了应用螺杆式膨胀机的太阳能有机朗肯循环发电系统试验台，通过实验对有机朗肯循环发电的特点进行分析。西安交通大学的赵兆瑞等[3]研究了双螺杆压缩机及膨胀机在高温热泵与能量回收系统中的应用，并给出了一些研究进展和应用案例。徐明照等[4]对水蒸汽螺杆膨胀机余热发电系统展开了理论与实验研究，模拟结果发现水蒸汽膨胀比对焓差的影响大于压差，过大的膨胀比并不会导致焓差的等比例上升。上海交通大学王心悦[5]通过模拟软件（ANSYS Fluent）对两相流在螺杆膨胀机内部的膨胀做功过程的温度、压力、干度和泄漏问题进行了数值计算与分析，对螺杆膨胀机内部两相流工质的流动机理与流动状态有了更深入的了解。浙江大学陈波等[6-7]与西安交通大学王冰圣等[8]和刘广彬等[9]，均对涡旋式膨胀机进行了一系列的理论分析与实验研究，结果发现，影响涡旋式膨胀机效率的关键因素有吸入压力损失、过膨胀或欠膨胀、润滑与密封、摩擦损失。同济大学吴竺等[10]对采用R123的涡旋膨胀机变负载工况的输出性能进行了实验研究与仿真分析，仿真分析结果与实验结果对比后误差在合理范围内，验证了仿真模型的准确性。上海交通大学韦伟等[11]搭建了采用涡旋式膨胀机的小型有机朗肯循环系统，采用不同的工质，对系统以及膨胀机的性能进行了测试。QIU等[12]通过总结膨胀机的市场调查结果，分析了微型ORC的热电联供（Combined heat and power，CHP）系统如何选择膨胀机，对螺杆式、涡旋式、涡轮式和叶片式膨胀机的工作原理与特点进行了分析与评价。虽然研究者们对涡旋膨胀机的研究已有十多年，但是由于其绝热膨胀效率不够高，涡旋膨胀机截至目前还没有真正进入到实用的阶段。上海交通大学姜亮等[13]以R152a为循环工质采用工程方程解答器（Engineering Equation Solver，EES）软件编程的方法对径流涡轮式膨胀机进行了热力优化与结构设计，发现随着膨胀机入口工质温度的升高，内效率降低，但输出效率大幅增加。中国科技大学PEI等[14]和LI等[15]基于小型向心透平对小型ORC系统进行了研究，这个系统采用了R123作为工质，实验研究发现膨胀比和转速是影响系统性能的两个重要因素。

以上研究的膨胀机大多是基于现有压缩机结构的改造，一般都是压缩机的反向运行、气流的逆向流动，而不少压缩机的反向运行或气流逆向流动会出现各种各样的问题。本文所研究的膨胀机也是基于一款压缩机的改造，但由于其特殊的结构，改造为膨胀机后的活塞运转方向不变、气流的流动方向不变，因此带来的问题较少。该款压缩机为本研究团队前期研制的一款新型的双环回转式活塞压缩机。双环回转式活塞压缩机结合了往复活塞式和回转式压缩机的优点，消除了往复活塞的惯性力并保留了活塞压缩机压比高的优良特性[16]。该压缩机结构简单、易损件少、制造成本低、噪声小、运行平稳且安全，基于此压缩机研发的膨胀机也同样具有压缩机的类似优点。

本文根据膨胀机的工作特性，设计合理的进气结构、减少余隙容积损失并进行润滑系统的设计。该膨胀机的设计丰富了应用有机朗肯循环系统的膨胀机的类型，对利用余热发电及中低温地热发电有着重要的意义。

1 基本结构与工作原理

1.1 原双环回转式活塞压缩机的基本结构与工作原理

原双环回转式活塞压缩机基本结构与工作原理如图1所示。

图1 压缩机的工作原理示意图

主体结构为一种双环相交型气缸，分为左气缸5和右气缸6。两个气缸的截面形状均为圆环形，与截面垂直的气缸截面为矩形。左气缸与右气缸相交于上交汇处7和下交汇处8。在交汇处，两个气缸空间连通。两个气缸内各有两个圆弧形活塞，两个活塞在气缸内对称布置，单个活塞的弧度为90°，两个活塞之间的气缸空间的角度也为90°；左右活塞可以交替通过上下交汇处，左活塞1顺时针旋转，右活塞2逆时针旋转。位于上交汇处的外侧气缸壁上，开设有排气口4，位于下交汇处的外侧气缸壁上，开设有吸气口3。图1所示的活塞位置为右气缸压缩、左气缸吸气的状态：此时的上交汇处被1个左活塞占据，位于上部的右活塞与该左活塞的圆弧面外侧形成压缩空间，该右活塞的逆时针运动形成先压缩、后排气过程；此时的下交汇处被1个右活塞占据，位于下部的左活塞与该右活塞的圆弧面外侧形成吸气空间，该左活塞的顺时针运动形成吸气过程，气体从吸气口3进入气缸。随着活塞的转动，当右活塞占据上交汇处时，同时左活塞占据下交汇处，此时形成左活塞的压缩过程和右活塞的吸气过程。压缩机旋转一周，共实现4次吸气、压缩、排气过程。排气口设置排气阀，吸气口无需吸气阀。左右活塞的旋转通过同步齿轮保持相同的角速度。

该压缩机将传统活塞压缩机的往复运动改为回转运动，消除了往复惯性力，提高了效率；旋转一周4次吸排气，排气连续性好；结构简单，保留了活塞机高压比的特征。压缩机采用间隙密封、压差供油方式。该压缩机已经制作出样机，经过实验，达到了设计的压比，且噪声比传统的往复式活塞压缩机低很多。

1.2 双环回转式活塞膨胀机的基本结构与工作原理

将原双环回转式活塞压缩机改为膨胀机的基本思路是：气流方向与活塞的转动方向都不变，原低压的吸气口改为高压的进气口，原高压的排气口则成为低压的排气口，其基本结构与工作原理如图2所示。

图2 膨胀机的工作原理示意图

与图1相比，改造之一是将原压缩机一个吸气口改为2个进气口，为左进气口7和右进气口8，分别供左气缸进气和右气缸进气；改造之二是取消原压缩机的排气阀，而在两个进气口分别布置进气阀，该进气阀可受信号控制而实现开启或关闭动作；改造之三是每个气缸内各设有一个机械触点，当旋转的活塞碰到机械触点时，发出信号使得进气口处的进气阀关闭，当活塞脱离机械触点时，进气阀打开。左机械触点5控制着左进气口上的进气阀，右机械触点6控制着右进气口上的进气阀。如图2所示，机械触点5与下交汇处之间的角度为90°+a。

以左气缸为例，介绍膨胀机的膨胀过程，右气缸工作过程与左气缸类似。如图2所示，左活塞未接触到机械触点，左吸气阀处于打开状态，左气缸处于进气状态；此时右活塞处于下交汇处，高温高压气体进入左活塞右端面与右活塞外圆弧面之间的腔体中，推动左活塞的旋转，连接左右活塞的同步齿轮使得右活塞以相同的角速度旋转。

如图3所示，高温高压气体推动左活塞接触到机械按钮，左进气阀关闭，进气结束。因活塞弧度为90°，故左活塞右端面与右活塞外圆弧面之间的角度为a，即进入了a角度气缸腔体的高温高压气体。

图3 进气结束时的膨胀机示意图

进气结束后，气体开始膨胀，气体膨胀继续推动左活塞旋转，直到如图4所示位置膨胀结束。此时右活塞脱离下交汇处，左活塞开始占据下交汇处，与左吸气口相通的腔体容积不再增大，高温高压气体在腔体内膨胀结束，压力达到排气压力。随着活塞的旋转，腔体内处于膨胀终了压力的气体将与排气口连通，进行排气过程。图4所示的左气缸上部腔体即将进入排气过程：上交汇处即将被右活塞占据，相应地，左气缸上部腔体与排气口连通，进行排气过程。气体腔室从进气结束时的a角度到膨胀结束的90°，角度变大了(90-a)°，故膨胀机的膨胀比近似为90/a。通过调整机械触点的位置，可以调整进气角度a，从而调整膨胀比。膨胀机旋转一周，左右气缸共进行4次进气、膨胀、排气过程。

图4 膨胀结束时的膨胀机示意图

这种膨胀机具有前述压缩机相同的优点，由于进气方向及活塞旋转方向与原压缩机都相同，因此，改造的问题较少。

2 取消进气阀的进气结构优化方案

上述膨胀机方案需要设置进气阀，但进气阀是易损部件，会影响到膨胀机的可靠性和噪声，且机械触点与进气阀的配合也有一定的延迟，影响运行效率。因此，取消进气阀会消除这些缺点。

取消进气阀后的进气结构方案是：参照螺杆压缩机的轴向排气结构，即在气缸轴向端面的某个角度内开设轴向排气孔；在压缩过程中，螺杆轴向端面封住排气孔，不排气；压缩过程结束时，螺杆旋转到某个角度使得气体与排气孔导通，进行排气。类似地，本膨胀机在气缸的轴向端面靠近进气口的一定角度内开设轴向的端盖进气孔；两个活塞的连接端面与气缸轴向端面相贴，可以周期性地封住进气孔或连通进气孔，达到控制一定角度进气的目的。

活塞结构的三维示意图如图5所示，端盖进气孔与活塞端面上的进气口相配合的示意图如图6所示。

图5中，连接两个活塞的端面为圆环形，称活塞圆环面，该圆环面与气缸的轴向端面紧贴（微小间隙配合），活塞圆环面上开设活塞进气口。图6中，活塞进气口跟随活塞的转动与端盖进气孔在一定的角度内（比如图中的角度θ）重合，进气过程开始，直至活塞进气口旋转至完全脱离端盖进气孔，端盖进气孔被活塞圆环面完全挡住，进气过程结束。

位于气缸轴向端盖上的端盖进气孔，它的面积和形状与活塞的大小、转速、膨胀机的排量等有关，其中，端盖进气孔的弧度θ与膨胀比有关，可以根据膨胀比的不同来设计。这样的进气结构不需要设置进气阀，前述结构的机械触点也就不需要了。

图5 活塞结构

图6 活塞进气口与端盖进气孔

膨胀机的密封方式同压缩机一样。主要采用间隙密封，局部采用迷宫式密封；润滑方案则无法采用原压缩机的压差润滑方案，改用油泵驱动润滑方案。

3 容积效率的计算

分析膨胀机的容积系数时，应分别考虑结构容积损失和余隙容积损失。结构容积损失主要指回流造成的容积损失，但根据双环回转式活塞膨胀机的结构特征，没有回流损失，故认为膨胀机的容积系数只与余隙容积损失有关。

由上文进气结构优化方案知，只有当活塞进气口与端盖进气孔重合时，才会有气体进入气缸。当活塞在下交汇处开始啮合到啮合结束的过程中，右气缸内完全膨胀的气体进入右活塞外侧环形弧面与左活塞尾部端面形成的封闭空间，如图7黑色填充部分所示，即吸气未开始时形成的余隙容积。

每当吸气时，这部分气体残留在气缸内，左活塞运行一周，形成两倍的余隙容积。余隙容积体积计算如下：

式中：

Vc——余隙容积，m3；

θ——余隙容积的角度，设计为14°；

R——气缸外径，设计为0.116 m；

r——气缸内径，设计为0.092 m；

H——气缸高度，设计为0.116 m。

故相对余隙容积为：

式中：

c——相对余隙容积；

Vc——余隙容积，m3；

V气缸——单个气缸体积，设计为0.001927 m3。

容积系数[17]计算如下：

式中：

λv——容积系数；

c——相对余隙容积；

Ԑ——膨胀比，设计为3.88；

Δpd——排气压力损失，因无排气阀结构，故取0 Pa；

P2——排气压力，Pa；

m——膨胀系数，取1。

故容积效率为：

式中：

ηv——容积效率；λv——容积系数；

λp——压力系数，设计为0.936；

λl——泄漏系数，根据文献[18]，取0.970；

λT——温度系数，设计为0.830。

图7 余隙容积示意图

4 双环回转式活塞膨胀机的优势

该双环回转式活塞膨胀机是一款设计的新型膨胀机。相对于往复活塞式膨胀机，消除了活塞惯性力的影响，结构较简单，运转平稳，制造工艺也不复杂，且易于小型化。该膨胀机的优化方案对进气口的结构进行了改造，取消了进气阀，运行可靠性增强。相对于涡旋式膨胀机径向线接触密封所导致的易泄漏的缺点，该膨胀机是面接触密封，减少了泄漏对容积效率的影响。

5 结论

由双环回转式活塞压缩机改造而成的双环回转式活塞膨胀机，具有结构简单、制造方便、易于小型化的特点；活塞的回转运动消除了往复惯性力，提高了效率，保留了活塞机高压比的特征；旋转一周4次进排气，排气连续性好；取消进气阀的优化方案可增加膨胀机的可靠性，还可降低噪声。目前，中小型有机朗肯循环的回转式膨胀机种类较少，此款膨胀机可在中小型有机朗肯循环系统中得到推广应用。

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