壓縮空氣驅動自由活塞膨脹機-直線發電機特性試驗

張紅光 于 飛 李高勝 侯孝臣 劉宏達 田亞明

(1.北京工業大學環境與能源工程學院， 北京 100124； 2.北京電動車輛協同創新中心， 北京 100124)

壓縮空氣驅動自由活塞膨脹機-直線發電機特性試驗

張紅光1,2于 飛1,2李高勝1,2侯孝臣1,2劉宏達1,2田亞明1,2

(1.北京工業大學環境與能源工程學院， 北京 100124； 2.北京電動車輛協同創新中心， 北京 100124)

提出了一種采用有機朗肯循環(ORC)系統的自由活塞膨脹機-直線發電機(FPE-LG)試驗樣機，并在壓縮空氣試驗平臺上對FPE-LG樣機的運動特性進行了試驗研究。結果表明，在進氣壓力較高的工況下，FPE-LG能夠穩定運行，基準位置處活塞速度和運行止點位置的循環變動較小。當進氣壓力為0.2 MPa，工作頻率為2.5 Hz時，活塞最大速度接近1.2 m/s；進氣角、排氣角和進氣壓力對活塞運動的對稱性和直線發電機輸出功率有重要影響，減小排氣角或增大進氣角，有利于提高活塞運動的對稱性、減小活塞運動的循環變動、明顯改善直線發電機的輸出功率。當進氣壓力為0.19 MPa，工作頻率為2.5 Hz時，直線發電機輸出功率的峰值最大，約為19.0 W。

自由活塞； 膨脹機； 直線發電機； 運動特性； 輸出功率

引言

近年來，利用有機朗肯循環(ORC)系統回收余熱成為能源領域的研究熱點，選擇合適的部件成為搭建ORC系統最重要的環節[1-2]，尤其是膨脹機選擇，是影響小型ORC系統性能的關鍵因素。

渦輪膨脹機、螺桿膨脹機和旋轉葉片膨脹機等，由于各自的特點而難以滿足車用發動機尾氣余熱回收的應用[3-6]，而活塞型膨脹機適用于大膨脹比、小流量的工況，對于小型車用發動機尾氣余熱回收是較為合適的選擇。GAO等[7]用數學模型分析了往復式活塞膨脹機的性能，并在有機朗肯循環中初步試驗驗證，結果表明：柴油機轉速為2 590 r/min工況下，輸出功率可以提高12%。GLAVATSKAYA等[8]研究了往復式膨脹機在汽車余熱利用中的性能，在最佳工況點時，輸出功率可達7 kW，等熵效率在55%～70%的范圍內變化。HAN等[9-11]利用GT-SUITE軟件搭建了一個基于ORC余熱利用系統的膨脹機模型，仿真結果表明，單位質量輸出扭矩、熱效率、效率和等熵效率，分別比傳統的往復式活塞膨脹機高出51.00%、6.74%、20.79%和5.68%。

BOUVIER等[12]研究了一種用于微型熱電聯合系統的免潤滑蒸汽活塞膨脹機，試驗結果表明，在蒸汽溫度為260～340℃，蒸汽壓力為2.0～3.4 MPa時，發電功率為740～2 400 W，效率達到19%～40%。張波等[13]研發了一款雙動活塞膨脹機代替節流閥，回收跨臨界二氧化碳制冷循環中的膨脹功，試驗測得其等熵效率可達62%。自由活塞機械具有結構簡單，摩擦損失較低，運行靈活等特點，在液壓和自由活塞發動機領域得到了廣泛的關注[14-17]，尤其是關于自由活塞發動機的研究[18-22]。針對小型ORC系統，尚未出現較理想的膨脹機，本文提出一種自由活塞膨脹機-直線發電機，用于回收車用發動機尾氣余熱，對其運動特性和輸出功率等進行試驗研究。

1 FPE-LG試驗臺架與樣機

1.1 FPE-LG試驗臺架

由于FPE-LG是一種新型能量轉換設備，根據研究工作的進度安排，首先采用壓縮空氣作為工質，用以驗證FPE-LG樣機工作原理的可行性，待充分研究之后，再將FPE-LG應用于ORC系統中。

試驗臺架結構和試驗臺架實物如圖1和圖2所示。測試信號主要包括活塞位移、缸內壓力、進氣壓力、伺服電機輸出扭矩以及直線發電機輸出電壓?；钊灰朴晒潭ㄔ谥本€發電機動子上的拉線式位移傳感器測量，活塞速度和加速度可以根據活塞位移隨時間的變化計算得到。直線發電機輸出功率可根據外部負載兩端電壓和負載阻值得到。

圖1 試驗臺架結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of test bench

圖2 試驗臺架Fig.2 Test bench of FPE-LG1.伺服電機 2.排氣道 3.缸內壓力傳感器 4.膨脹機 5.位移傳感器 6.活塞連桿 7.高壓氣罐 8.溫度傳感器 9.直線發電機 10.進氣道壓力傳感器 11.進氣道

1.2 FPE-LG樣機

FPE-LG主要由左右兩側自由活塞膨脹機和直線發電機組成[23]，活塞與直線發電機動子耦合在一起，切割磁感線對外輸出電能，其結構如圖3所示。

圖3 FPE-LG結構示意圖Fig.3 Schematic diagram of FPE-LG1.配氣機構 2.進氣道 3.活塞 4.直線發電機 5.氣缸 6.直線發電機動子 7.活塞連桿 8.排氣道

2 FPE-LG配氣機構及工作原理

2.1 FPE-LG配氣機構

配氣機構如圖4所示。伺服電機通過扭矩輸入軸驅動凸輪盤旋轉[24]，從而控制自由活塞膨脹機的配氣相位。

圖4 FPE-LG配氣機構Fig.4 Valve train of FPE-LG1.扭矩輸入軸 2.排氣滾輪 3.凸輪盤 4.排氣門彈簧 5.排氣門 6.活塞 7.連桿 8.進氣門 9.進氣門彈簧 10.進氣滾輪

左右兩側自由活塞膨脹機的配氣相位差為180°，即當一個自由活塞膨脹機開始進氣-膨脹過程時，另一個自由活塞膨脹機開始排氣過程；反之亦然。當進氣壓力為0.2 MPa，工作頻率為2.0 Hz時，在一個工作循環中，膨脹機的進氣壓力、缸內壓力、活塞位移和伺服電機輸出扭矩變化情況如圖5所示。A對應進氣門開啟時刻，也是排氣門關閉時刻；B對應進氣門關閉時刻；C對應排氣門開啟時刻。

圖5 進氣壓力、缸內壓力、活塞位移和伺服電機輸出扭矩變化曲線Fig.5 Variations of intake pressure, in-cylinder pressure, free-piston displacement and servo motor torque in an operation cycle

2.2 FPE-LG工作原理

進排氣門開啟和關閉時刻所對應的凸輪盤位置如圖6所示，凸輪盤上有2條環狀凸臺，位于內側的凸臺控制膨脹機排氣門的開啟和關閉，稱為排氣凸臺；位于外側的凸臺控制膨脹機進氣門的開啟和關閉，稱為進氣-膨脹凸臺。在凸輪盤轉動時，通過凸臺的起止位置以及凸臺的高度變化，能夠有效控制配氣相位和氣門升程。

圖6 氣門開關時刻所對應的凸輪盤位置Fig.6 Position of cam plate corresponding to valve timing

自由活塞膨脹機活塞的行程受到運行工況的影響，其上下止點位置可能是變動的。本文中，將活塞所能到達的上止點極限位置稱為機械上止點，將活塞所能到達的下止點極限位置稱為機械下止點。機械上止點和機械下止點的中間位置稱為基準位置，針對某個具體的運行工況，活塞實際到達的上止點稱為運行上止點，實際到達的下止點稱為運行下止點。在涉及活塞位移、速度和加速度時，定義從基準位置到下止點的方向為正，從基準位置到上止點方向為負。

以左側膨脹機為例，當凸輪盤轉到圖6位置A時，排氣滾輪(紅色滾輪)離開排氣凸臺(圖5所示，伺服電機輸出扭矩為-1.5 N·m)，從而導致排氣門在彈簧預緊力的作用下關閉，與此同時，進氣滾輪(藍色滾輪)開始爬升到進氣-膨脹凸臺上，進氣門開啟(圖5所示，伺服電機輸出扭矩為6.3 N·m)，壓縮空氣進入氣缸，推動活塞從上止點向下止點運動，此為進氣階段。

當凸輪盤轉到位置B時，進氣滾輪離開進氣-膨脹凸臺(圖5所示，伺服電機輸出扭矩為-1.7 N·m)，進氣門在彈簧預緊力的作用下關閉。膨脹機處于膨脹階段，缸內壓力降低，活塞繼續向下止點運動。

當凸輪盤轉到位置C時，排氣滾輪爬升到排氣凸臺上(圖5所示，伺服電機輸出扭矩為6.0 N·m)，排氣門克服彈簧預緊力而開啟，自由活塞膨脹機開始排氣過程(此時右側膨脹機處于進氣-膨脹過程)，活塞從下止點向上止點運動，使膨脹后的氣體流出氣缸，直到排氣門完全關閉為止。隨后自由活塞膨脹機進入下一個工作循環。

3 FPE-LG試驗結果與分析

3.1 工作頻率對活塞運動特性的影響

當進氣壓力為0.2 MPa時，不同工作頻率下，活塞位移隨時間的變化曲線如圖7所示。工作頻率為1.5 Hz和2.0 Hz時，活塞迅速從運行上止點運動到機械下止點位置，其原因是，活塞的工作頻率較低，相對于較高工作頻率時，進氣時間較長，活塞缸內氣壓較高，活塞在壓縮空氣作用下迅速到達機械下止點位置，進入膨脹機的壓縮空氣未能充分膨脹。隨著工作頻率的增大，活塞最大位移減小，但減小的幅度不大。當工作頻率為2.5 Hz時，活塞運行下止點恰好非常接近機械下止點，其位移隨時間變化情況類似于正弦曲線，最大位移約為0.05 m。

圖7 不同工作頻率下活塞位移變化曲線Fig.7 Variations of free-piston displacement at different working frequencies

圖8 不同工作頻率下活塞速度變化曲線Fig.8 Variations of free-piston velocity at different working frequencies

當進氣壓力為0.2 MPa時，不同工作頻率下，速度隨時間的變化曲線如圖8所示?；钊诓煌ぷ黝l率下的峰值速度相差不大，工作頻率對峰值速度影響較小。當活塞工作頻率為1.5 Hz和2.0 Hz時，活塞在T1和T22個時段內的速度為零，這也是由于在進氣階段，壓縮空氣直接將活塞推至機械下止點位置，進入氣缸內的壓縮空氣未能充分膨脹導致。

3.2 配氣相位對活塞運動特性的影響

配氣相位決定了壓縮空氣(工質)進入和排出氣缸的時刻及質量。為了研究配氣相位對活塞運動特性的影響情況，設計了3種不同的凸輪盤，如圖9所示。圖9b～9d分別是凸輪盤A、B、C，其進氣門和排氣門開啟角度均為20°(凸臺斜坡所對應的凸輪盤轉角)，進氣角(進氣門開啟階段所對應的凸輪盤轉角)分別為60°、60°、70°，排氣角(排氣門開啟階段所對應的凸輪盤轉角)分別為180°、140°、140°。

當進氣壓力為0.2 MPa，工作頻率為2.5 Hz時，分別采用凸輪盤A、B、C，活塞速度的變化情況如圖10所示?；钊俣仍谶M氣階段迅速增大，速度達到最大值之后緩慢降低，直至到達運行下止點位置，速度為零。采用凸輪盤A時，活塞的峰值速度為1.2 m/s，采用凸輪盤B和C時，峰值速度降為0.9 m/s，原因是排氣角減小，導致排氣門開啟較晚，缸內氣體對活塞運動的阻力較大。

如圖10a所示，采用凸輪盤A時，活塞運動中心(運行上止點和運行下止點的中間位置)明顯偏離基準位置，在膨脹過程結束時，活塞運行下止點與機械下止點重合，但其運行上止點嚴重偏離機械上止點；如圖10b、10c所示，采用凸輪盤B、C時，活塞運動中心逐漸向基準位置靠近。

圖9 不同類型的凸輪盤Fig.9 Cam plate with different valve timings

圖10 采用不同凸輪盤時自由活塞的運動特性Fig.10 Motion characteristics of free-piston with different cam plates

設運行上止點到基準位置的距離為D1、運行下止點到基準位置的距離為D2，將D1與D2的比值稱為運行止點位置的對稱度σ(即D1/D2)，用來表征自由活塞運動對稱性。采用凸輪盤A、B、C時，活塞運動的運行止點位置的對稱度分別為0.514、0.802、0.889。運行止點位置的對稱度σ越接近1，說明活塞運動相對于基準位置的對稱性越好。σ小于1，說明活塞運動偏向機械下止點一側。σ大于1，說明活塞運動偏向機械上止點一側。

采用凸輪盤B、C時，排氣角減小，排氣持續時間相對減少，滯留在氣缸內的空氣增多，有利于改善自由活塞運動的對稱性。圖10a和10b中活塞速度在運行(上、下)止點位置附近有較大波動，主要原因是進氣角較小，導致進氣不充分。

采用凸輪盤C時，由于進氣角增大，活塞位移增大，配氣相位與活塞運動形成了良好配合，活塞速度隨位移的變化曲線近似于橢圓形，活塞運動特性較優。

3.3 進氣壓力對活塞運動特性的影響

采用凸輪盤C，工作頻率為2.5 Hz，進氣壓力不同時，活塞速度隨著位移的變化情況如圖11所示。圖11a所示進氣壓力為0.14 MPa時，活塞運動中心顯著偏離了氣缸的基準位置，實際的活塞最大行程(Maximum stroke, MS，即活塞運行上止點和運行下止點之間的距離)僅為0.012 m，運行止點位置循環變動(活塞在某確定工況運行時，不同工作循環間的運行止點位置差異性)較大。

圖11 進氣壓力對自由活塞運動的影響情況Fig.11 Effect of intake pressure on motion characteristics of free-piston

從圖11可以看出，針對同一運行工況，不同工作循環間，運行止點位置可能有差異，故采用運行止點位置循環變動系數(Coefficient of cycle-to-cycle variation，CoV)來量化這種差異?；鶞饰恢没钊俣鹊难h變動的量化評價，是通過計算基準位置活塞速度的循環變動系數得到。循環變動系數是變量(運行止點處位移或基準位置處速度)的標準偏差與均值的比值[25]，為

(1)

其中

(2)

定義相關參數如下：C1、C2分別為運行上止點位置循環變動系數和運行下止點位置循環變動系數。CVA是活塞從運行上止點到運行下止點運動時，在基準位置活塞速度的循環變動系數(圖11中A點)；CVB是活塞從運行下止點到運行上止點時，在基準位置活塞速度的循環變動系數(圖11中B點)。

采用C1、C2、CVA和CVB來表征活塞運動的穩定性，其計算結果如表1所示。

表1 自由活塞運動的循環變動系數Tab.1 CoV of free-piston %

循環變動系數大于10%時，活塞運動穩定性較差[25]。由表1可知，進氣壓力pin為0.14 MPa時，活塞運動穩定性較差。隨著進氣壓力的增加，活塞運動對稱性提高、穩定性增強。

增大進氣壓力后，活塞的最大行程也逐漸增大，由圖11可知，當進氣壓力從0.14 MPa增大到0.20 MPa時，活塞最大行程從0.012 m增大到0.095 m，同時，活塞最大速度從0.1 m/s增大到1.0 m/s。由此可見，進氣壓力對活塞最大行程和速度有明顯影響。

3.4 直線發電機輸出功率

直線發電機產生的電能，消耗于與直線發電機連接的負載上，根據負載兩端的電壓和負載阻值可以計算出直線發電機的輸出功率。

當進氣壓力為0.20 MPa，工作頻率為2.0 Hz，采用不同凸輪盤時，直線發電機的輸出功率曲線如圖12所示。針對不同的凸輪盤，直線發電機輸出功率的峰值基本相同，約為18 W。但采用凸輪盤C時，直線發電機的輸出功率明顯改善。

圖12 采用不同凸輪盤時直線發電機輸出功率曲線Fig.12 Power output for different cam plates

如圖13所示，當工作頻率為2.5 Hz，采用不同的凸輪盤時，直線發電機輸出功率峰值隨著進氣壓力的增大而增大。進氣壓力為0.19 MPa時，采用凸輪盤A、B、C，直線發電機輸出功率的峰值分別接近10.5、15.8、19.0 W。當進氣壓力小于0.18 MPa，采用凸輪盤B時，直線發電機輸出功率的峰值為最大。進氣壓力大于0.18 MPa，采用凸輪盤C時，直線發電機輸出功率的峰值為最大。

如圖14所示，當進氣壓力0.20 MPa，采用不同的凸輪盤時，直線發電機輸出功率的峰值隨著工作頻率的增大呈現先增大后減小的趨勢。

因此，當活塞工作頻率較高時，增加進氣壓力，有利于改善直線發電機的輸出功率。

圖13 進氣壓力對直線發電機輸出功率峰值的影響Fig.13 Effect of intake pressure on peak power output of linear generator

圖14 工作頻率對直線發電機輸出功率峰值的影響Fig.14 Effect of working frequency on peak power output of linear generator

4 結論

(1)FPE-LG的工作頻率對活塞的峰值速度影響較小。而進氣壓力對活塞位移和速度的影響更為明顯。增大進氣壓力，有利于提高活塞運動的穩定性和對稱性。

(2) 減小排氣角或增大進氣角，有利于改善活塞運動的對稱性。優化配氣相位與提高進氣壓力相結合，有利于提高活塞速度，有利于運行(上、下)止點位置更接近機械(上、下)止點位置，有利于減小基準位置活塞速度的循環變動和運行止點位置的循環變動。

(3) 進氣壓力為0.19 MPa，工作頻率為2.5 Hz時，FPE-LG輸出功率的峰值最大約19.0 W。增大進氣壓力、優化配氣相位可以明顯改善直線發電機的輸出功率。

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ExperimentonFree-pistonExpander-LinearGeneratorDrivenbyCompressedAir

ZHANG Hongguang1,2YU Fei1,2LI Gaosheng1,2HOU Xiaochen1,2LIU Hongda1,2TIAN Yaming1,2

(1.CollegeofEnvironmentalandEnergyEngineering,BeijingUniversityofTechnology,Beijing100124,China2.CollaborativeInnovationCenterofElectricVehiclesinBeijing,Beijing100124,China)

A preliminary experimental investigation of a free piston expander-linear generator (FPE-LG) prototype was presented. The aim of developing this FPE-LG prototype was to applied it in a small scale organic Rankine cycle (ORC) system for vehicle waste heat recovery, which can convert the thermodynamic energy of working fluid into electric energy. Technical feasibility of prototype using a newly developed valve train was verified. The phase matching of different cam plates, free-piston motion characteristics, as well as the power output of FPE-LG was identified based on the compressed air test bench. Experimental results showed that FPE-LG can run stably under the condition of high inlet pressure. The cycle-to-cycle variations of velocity at the reference position and the cycle-to-cycle variations of displacement at top dead center and bottom dead center can be ignored. The peak velocity of free-piston was close to 1.2 m/s when the intake pressure was 0.2 MPa and working frequency was 2.5 Hz. The valve timing and intake pressure had an important influence on the motion characteristics of free-piston and power output of linear generator. Decreasing the exhaust duration angle or increasing the intake duration angle can improve the stability, symmetry of free piston, reduce cycle-to-cycle variation of free-piston motion and improve the power output obviously when other parameters were constant. The maximum peak power output was about 19.0 W when inlet pressure was 0.19 MPa and working frequency was 2.5 Hz.

free-piston； expander； linear generator； motion characteristic； power output

TK11+5

A

1000-1298(2017)09-0377-07

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.09.048

2016-12-27

2017-02-10

國家自然科學基金項目(51376011)、2016年度國家自然科學基金委員會與英國皇家學會合作交流項目(51611130193)、北京市自然科學基金面上項目(3152005)、北京市教育委員會科技計劃重點項目(KZ201410005003)和北京工業大學第十五屆研究生科技基金項目(ykj-2016-00292、ykj-2016-00454)

張紅光(1970—)，男，教授，博士生導師，主要從事余熱利用研究，E-mail： zhanghongguang@bjut.edu.cn