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热声斯特林发动机的实验研究


热声斯特林发动机的实验研究
凌虹1罗二仓2汪海贵1
1上海齐耀动力技术有限公司 2中科院理化技术研究所 摘要简单论述了热声斯特林发动机的工作机理,着重描述了聚能型热声发动机实验系统的研制 和结构,并对有关实验结果进行了解释和说明。结果表明,将变径管“共振强声”引进热声设计,

大大强化了发动机的热声效应,使同样加热条件下的基频振幅得到较大提高,起振温度低、压比大,
对低品位能源的利用具有重要意义。 关键词 热声发动机斯特林共振强声

前言

热声发动机是利用热声效应自激振荡,将热能转化为声能的热力装置,它具有结构 简单、无运动部件等优点,所采用的工质一般为不活泼的惰性气体或者它们的混合气体, 符合环保的要求,因此热声研究在国际上越来越引起重视,并成为斯特林发动机的一个

重要方向。美国的LosAlamos国家实验室(I,A矾,)热声小组在国际上处于领先的地位,
他们首创的热声斯特林发动机【l】,在提高热声热机的效率和功率方面取得重要进展,热

效率已经达到30%,,可与传统的内燃机媲美,使热声热机的应用前景变得明朗a『我国从 九十年代初期开始热声理论的研究,在热声发动机实验研究和热声驱动制冷机方面取得
,了可喜的进展。本文主要介绍作者在中科院理化技术研究所从事热声发动机研究的部分


.实验工作一.

一风%旷
图1

热声斯特林发动机的结构示意图和集总参数网络图

62



物理模型

热声发动机一般包括加热器、回热器、冷却器以及控制频率的谐振器四个最基本的 部分,热声斯特林机为保证回热器的行波相位,还必须具有调相的反馈回路及隔热的热 缓冲管、副冷却器等部件。

从结构上来看,它包括一个环形的行波管路和一个1/4波长的谐振管,两者的结合 点正好是速度波节点。参见图1,环形行波管由回热器、热交换器、惯性管(反馈管) 和容性管等组成,按热声网络模拟,回热器是具有阻抗R的流源,惯性管、容性管分
别是声感三和声容C,得到

职。=Tc02LC忐

(1)

其中,Plc和矾。分别为回热器的进口压力振幅和体积流率,∞是角频率,f=√一l。从
式(1)可以看出,如果感抗∞三相比于回热器的阻R来说足够小,即研c≈Pl。(c02LC/R),

则P1c和研c基本上是同相的,从而使系统满足斯特林循环所需的行波相位。另一方面, 由于谐振管和行波管的结合点被设计为驻波节点,从而大大减少了回热器的粘性损失。
体积流源是由回热器中平均温度的温度梯度引起的。由于Po芘1/To,回热器轴向

温度的变化会引起相应密度的变化,为了使一阶的质量流量守恒,?.体积流速必须随着 死的增大而增大。因此,回热器热端出1:3的f体积速度矶lII在理想情况下是rU,£,这里}
=Th/疋。体积流源的贡献就是‘

U。^一U,。=p一1)U,。

(2)

另外,对于该1/4波长系统,回热器和阻性管并联的阻抗远小于谐振管的阻抗j可以近 似认为P。,。≈PI.c,因此通过回热器热端的功流为呢≈f嘭,表明声功在回热器里增大了
。‘

(丁一1)倍,实现了放大。

图2热声斯特林发动机的整体效果及传感器分布图

63



实验装置

聚能型行波热声发动机的整机外形如图2,下面简要介绍各部件的结构和功能。 2.1加热器

加热器承担着热量的输入功能,它的设计是热声系统中最具挑战性的部分,一方面 它直接控制发动机的动力大小,另一方面空间尺度与振荡频率有关,往往很小,不易加 工。另外,由于长时间处于高温高压状态(700℃,4.OMPa),加热器对材料要求高, 是热声机寿命的主要影响因素。换热器主要起两方面的作用:第一它作为流通元件,作 用是让声功流顺利通过;第二它作为热力元件,产生等温热声效应,进行横向气固间的 热量交换。所以,换热器的设计要求是增大换热面积,减小换热器表面与工作流体的温 度差的同时,使该处的压降最小。

我们采用电加热的方式,以传热性能优良的紫铜作换热元件,并以不锈钢作承压外 壳,较好地解决了高温承压和强化换热的双重要求。图3是加热器的结构设计图,高度
58衄。纵向为翅片流道结构,片高8衄,片厚O.5衄,间距1衄,有效换热面积为O.25 ml。横向钻12个巾8x102姗通孔,用于插加热棒。加热棒为美国Watlow公司生产,;额

;定功率250W/根(电压120V),总共可插12对加热棒,通过变压器调压;最高输入功
率为6000W。

图3加热器结构示意图

2.2水冷器

图4是水冷器的实物照片。与加热器相似,冷却器核心也是由紫铜线切割加工而成, 不同的仅是横向加热棒改成走冷却水。翅片高8 nlnl,片厚O.5咖,肋片间距取0.5衄, 翅片效率90%。主水冷器用于建立回热器的温度梯度,换热量大,长45 illln,换热面积

0.339砰,副水冷器用来吸收可能进入反馈管和谐振管的余热,换热较少,长22姗,换
热面积O.166
m2。

图4水冷器实物照片

2.3回热器

回热器是热声系统中最关键的热力部件,工质利用行波声场产生的绝热热声效应工
作,其工作温度梯度必须大于功产生的临界温度梯度。行波系统要求回热器中气体与固

体横向换热充分;纵向导热为零,所以应保证回热器的固体介质热容足够大,同时回热

器流道的水力半径rh远小于工作气体的热穿透深度盈e'J2KioDpc,=0.425mm),但不’_



h.‘

,,’

能太小,否则流动阻力所引起的损失过大。采用高目数不锈钢丝网作填料最为常见。“丝
网型回热器由于层叠式结构接触热阻大,固体导热系数_般只有常规值的0.2"-'0.3,‘因 此非常有利。


为便于回热器的更换,先将洗净的巾80圆形丝网装入一个壁厚为0.5姗的不锈钢套 筒中,做成一个整体,然后再将套简装入系统。为保证丝网与筒壁的紧密接触,两者的 加工精度误差在0.03 mlIl以内,基本上不大于水力半径。回热器的有效长度为80衄,图
5是其实物照片。

图5回热器实物照片 对于多孔介质回热器,两个重要的指标是水力半径“和孔隙率巾。水力半径是气
65

体体积与气固接触面积(总换热面积)的比,对于丝网,

吆=%志
其中仉;旭是丝径。空隙率是回热器中气体体积与全部体积的比,对于丝网,

(3)

矽:1一生』苎≥堕


(4)

4力2

式中入是单个丝网网格的长度,一个经常使用的概念是目数n,即每英寸长度内的网格 数,显然k=25.4/玎(衄)。 实验中选取120目的不锈钢丝网530片,丝径0.071衄,计算得孔隙率为0.722, 水力半径0.046咖。对于氦气,热穿透深度为O.166 lm----O.425砌,所以水力半径远小于 热穿透深度,满足行波回热器的要求。 2.4热缓冲管 热缓冲管的作用主要是在高温加热器和环境温度之间起热绝缘作用,防止高温气体

窜入到反馈回路和谐振管里去。长度220咖,内径为80咖。.
, ,’ .

在蛰缓冲簟的两端,,振荡冬祥入两个换帮器之前,绎过5.,片20,耳丝瞬做盛的肇
.4



:流器,’目的是使流动层流化:?,
2.5反馈管

要使行波发动机的回热器处于行波占主导地位的声场中,构造一个环路是最直观的 办法,反馈管的存在,一方面形成了回路,为行波成分提供通路,另一方面声功从副冷
却器出口经反馈管回到回热器低温端,在回热器里得到放大。内径为81艇,从三通至 主冷却器上端面,中心轴线长约为1.37m左右。根据计算,管内流速较大,特别是底端 部分:所以为了减小粘性耗散,进行内壁的打磨抛光是非常必要的。

由于环路的另一侧存在高温的加热器、回热器及热缓冲管,受热膨胀:该侧会产生
1衄.3姗的形变。为了补偿形变,消除由此产生的热应力,在反馈管的中部设计了弹簧滑 j动结构,最大可伸长1锄。 2.6隔膜腔


行波回路中一般会存在沿轴向流动的Gedeon直流【21,它的存在会导致热量的流失, 方向是从加热器流向副冷却器,其大小近似为

瓯I=M2cp(Th一互)

(5)

其中必是二阶质量流,Cp是比热容。不考虑二阶体积流率时,肪:=RetP。U;'】。为消
66

除直流,我们在距离主冷却器上方48 mill处安置了一片厚度为1衄的硅胶薄膜,夹在直 径100咖高度40 mm的膜腔中间,它不仅完全阻止了直流的生成,而且具有良好的韧性和 强度,比较适合传递声功。 2.7谐振器 谐振器是系统的一个大的耗散部件,所以它必须应有一个高品质因子,才能使内部 声损最小,系统输出较高的压力波动,达到应用的要求。一般来讲,结构简单的等径直 管谐振器很少是最有利的设计,主要有几点考虑。第一,直管谐振器中的体积流波腹会 引起很强的粘性损失,甚至使管壁发热,所以体积流波腹的位置应当适当增大直径,以 降低速度。第二,一定的锥度可以消除由变径带来的管壁层流的离散,减小湍流损失。 第三,随着振幅的加大,流动的非线性会导致激波产生,使波形扭曲,并发生声饱和现

射31,即声源幅度的增加不再使接收信号成比例地增加而是偏离线性关系,甚至出现不
论声源怎样提高,接收声压都不超过某一上限值而趋于饱和。为了打破这个限制,美国 MacroSonix公司于1996年发明了共振强声合成器(Resonant Macrosonic Synthesis, RMS)技术。他们发现,大振幅声波的非线性效应与谐振器内部形状紧密相关,通过 对共振器形状的设计,可以得到想要的波形输出。他们在外加机械振动源产生声驻波的 条件下,采用“喇叭.圆锥’’形谐振腔,以制冷剂R-134a作工质,结果细口端的压力峰 值超过平均压力340%,大大超过过压极限,压比达到27141(压比指波动压力的最大值

与最小值之比),这样的压比过去只有动力型压缩机才能够提供。变截面谐振管可以抑
制管中的高阶谐振,使热声激励源产生的声能集中在系统的最低共振频率上,从而达到

提高压比和声压的目吲引。
我们将谐振管“共振强声"的概念引入无运动部件的热声系统中,由于加工方法和 成本的关系,谐振管不可能按要求做成理想的形状,特别是这种大尺度的系统,因此采 用锥形结构就是一个适中的选择。 谐振器分两段,主要是3m长的锥管,从80mm内径渐扩到200mm,锥度2.3。; 以及一段0.5m长内径200的气库,端面焊有封头。 2.8测量系统 实验待测量包括气体温度、压力、加热功率等物理量。 温度测量共使用3个镍铬.镍硅铠装热电偶温度计,两个悬置于行波环路内主副水

冷器的出口截面中心,用于测量内部气体温度%,Tc2;第三个绑定在加热钢块上,用
来监控加热温度死(图2)。温度计的电压端接入KEITHLEY公司生产的2700型数字 万用表,通过GPIB卡送入微机进行采集处理。 测量气体动态压力是实验中最主要的工作,通过压力测量可以知道静态压力的变化 和波动的幅值、相位,在此基础上通过计算可以获得输出的功流,因此压力包含着发动 机的基本性能信息。实验中共使用了五个压力传感器,3个置于回路(P0,P1,P2),2 个置于谐振器(P3,P4),具体位置参见图2。压力传感器选用宝鸡传感器研究所的 CYGll05T型压阻式压力变送器,精度0.25级,它既可以测动态压力,也可以测量系 统的平均压力。传感器带有电荷放大器,采样信号经8通道同步数据采集卡PXl4472 输入模块化仪器平台PXI进行采集处理。数据经过快速Fourier变换可以得到压力的幅
67

值,相位以及振荡频率等参数。 加热棒的输入电功率由青岛艾诺(Ainuo)仪器公司生产的单相AN2102C型数字 电参数综合测量仪测量,最大测试电流20A,功率6000W。

3试验结果和分析

3.1起振过程 热声发动机的起振温度是一个非常重要的参数,实际应用中,热端温度受到热源温 度的限制,起振温度越低,其应用的范围越广。一般地,起振温度受系统结构、平均压 力、频率、负载等几个因素的影响。 我们以电功率1200W加热,当热源温度达到临界温度Th rc.振激自成完统系,后以

荡。图6是2.5MPa氦气加热温度至268℃时的起振波形,频率86Hz左右,可以看到, 大约6秒钟内压力波动从零骤然放大至O.13MPa,然后有所减弱,最终趋于饱和稳定。 热能的积聚达到一定程度以后向声能转化是一个非线性的过程,过程的突然性导致振幅 的增长超过线性幅值,随着起振过程的结束,振幅将回落至正常水平。后续实验结果, 增加谐振管长,当氦气系统在63Hz频率起振时,1.5MPa是199℃,3.0MPa是156℃, 对于利用低温热源相当有利。

2.皓

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三2.s


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2.45

2.4

2.35 0 5 10 15 20 2S



35







时间‘=】

图6热声发动机起振过程 图7是当时系统温度的变化曲线,系统起振之前,加热温度死以每秒0.49"(2的速 率上升,起振以后,增长趋势立刻平缓下来,并逐渐稳定;冷端温度死l开始时因为冷 却水的对流冷却而下降,起振瞬间,由于受到纵向热流的影响,突然跃升,然后随着振 幅的下降而下降并稳定在一个较低的温度上。


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图7热声起振过程中的温度变化
3.2压力振幅

热声发动机的压力振幅是衡量热声转化能力的重要标志,对于一个特定的系统来 说,压力波动各处不同,大小与相位都具有一定的分布,我们布置了5个传感器,用来 观察它们之间的关系,具体位置如图2。压力波的大小将决定声波输出的最佳位置。

图8热声发动机不同位置的压力波形 图8是氦气工质充气压力2.0MPa加热功率2030W下测到的的压力波形,经分析频 率为85.7Hz。可以发现,环路上3个测点的振幅P0<PI<P2(P1和P2相差无几而重合), 即反馈管的压力振幅随着距离主冷却器越来越近而增大,相位变化很小,这些特征与计

算结果是一致的。P2的压力波动最大,因此可在此位置接入小功率脉管制冷机进行低

温实验。处于谐振管入口的P3由于和PO都靠近三通,所以相位结果很近,幅值稍微

小一些。P4位于谐振气库,和其他几个点的结果不同,振幅很小,相位上几乎完全反
相,这是驻波管特性,它的大小则跟谐振气库的容积有关,容积越大,波动越小。下表 是快速傅立叶的计算结果。 测点
PO P1 P2 P3 P4

振幅 (MPa)
O.116 0.141 0.144 0.096 0.039

相位角 (




O -0.796 —0.988 1.976 183.04

发动机在没有接入负载三通的情况下,采用1.52MPa的氦气作工质,起振频率 91Hz,当加热温度达到670"C左右时,主冷却器上方P2的压比达到1.30,为当时国际

上热声发动机获得的最高压比;当工作压力为2.05MPa、加热温度为570℃左右时,压
比达1.25以上:当工作压力为2.55MPa、加热温度为470"C左右时,压比达到1.21以 上【6】。以上的压比和振幅完全达到驱动脉管型制冷机的要求,为热声驱动制冷机创造了 基本条件。 3.3谐振器对系统性能的影响

谐振管是整个热声斯特林系统中体积最大的部分,主要承担着控制振荡频率、谐振
和提高声阻抗的作用,它对系统可能的影响前面已经作了分析,为了深入地认识热声发 动机的共振强声概念,我们做了相近频率起振情况下锥管谐振器和直管谐振器的对比实

验,直管谐振器即2.675m的DN80直管段加上0.45m的DNl50气库。实验结果,以氦
气作工质它们的频率分别为85Hz和87Hz左右,可以认为频率是一致的。

馨 鞲


幽 靛


300 350 400 450 500
550

600

650

700

300

350

400

450

500

550 600

660

700

加热温度(℃)

加热温度(℃)

图9不同谐振器形状对压力振幅的影响

图9a是相对压力振幅Pl/Po的对比图,可以看到,在1.5MPa至2.5MPa压力范围 内,不论直管和锥管,它们的相对振幅主要受加热温度控制,压力影响不大,表明虽然 系统结构不同,但由于频率接近,两种情况下回热器比较合适。图上同样的加热温度下, 锥管具有明显的优势,并且随着热源温度的提高,这种优势越来越大。比较600℃下的 情况,发现锥管发动机的相对振幅达到0.10左右(即压比1.22),而直管只有0.075(即 压比1.16),证明锥管大大提升了发动机的性能。锥形管或其它变截面管道可以有效抑 制激波的产生,使激励的能量完全集中于谐振管的最低谐振频率模式而不向其他高阶频 率模式转换,从而大大提高压比和声压级强度。图9b是二阶振幅P2与基频振幅Pl之比

的对比图,可以看到,P2/P1随着加热温度的增加而增加,表明热量增加以后,二阶振
幅的幅度增加更快,因此基频稳定性逐渐下降。但正如预测的那样,直管的二次频振幅 占有较高比重,它使更多的能量消耗于高频之上,从而基频性能下降,锥管的情况相对 好一些。 在直管实验过程中,我们用手感觉谐振管外壁的温度可以感觉到明显的温度分布, 并且越接近气库的地方温度越高,随着加热功率的升高,这种现象更加突出。我们认为, 一方面谐振管内越靠近气库速度振荡越强,造成的粘性耗散比较大,另一方面可能直管 中的熵输运造成了泵热效应,这些对于热声发动机系统来说,都是不利的,因为都需要

消耗声功。以上发热的情形在锥管实验中基本没有发生,谐振管温度始终保持在室温。


结论

根据行波热声原理,通过引入变径谐振器共振强声的思想,研制了一台采用锥形谐 振器的高压比聚能型热声斯特林发动机,结果证明锥形谐振器大大提高了发动机性能, 压比和振幅比较高,最高压比1.30,完全达到驱动脉管型制冷机的要求,为热声驱动

制冷机创造了基本条件。另外,系统起振温度较低,氦气充压2.5MPa下268"C起振,
63Hz频率起振时,1.5MPa是199。C,3.0MPa是156。C,为利用低品位热能奠定了基础。

参考文献 【l】Backhaus 【2】Gedeon
S,Swift G

W.A thermoacoustic—Stirling

heat engine:detailed study.Z Acoust.Soc.Am.,

V01.107(6),2000:3148—3166
D.DC gas flows in Stirling and pulse tube cryocoolers.Cryocoolers 9,Plenum,New Y0血 1997:385.392.

【3】3 Keller J B.Finite—amplitude sound waves.Z Acoust.Soc.Am.,V01.25,1953:212-216 【4】4 Lawrenson C,Lipkens B,Lucas T S,et a1.Measurements of macrosonic standing waves
in oscillating closed cavities.Z Acoust.Soc.Am.V01.1 04(2),Pt.1,1 998:623--636

【5】Hamilton M F'LlinsMi
resonators

Y A,Zabolotskaya E A.Linear and nonlinear frequency shifts in acoustical sections.Z Acoust.Soc.Am.,V01.1

with varying

cross

10(i),2001:109-1 19

【6】罗二仓,凌虹,戴巍,张泳.采用锥形谐振管的高压比聚能型热声发动机.科学通报,V01.50(6),
2005:605.607

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热声斯特林发动机的实验研究
作者: 作者单位: 凌虹, 罗二仓, 汪海贵 凌虹,汪海贵(上海齐耀动力技术有限公司), 罗二仓(中科院理化技术研究所)

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研究热声起振和消振行为有助于深化对热声效应的理解,并促进低品位能在热声热机中的应用。在自行研制的一台热声斯特林发动机上对起振和消振 行为进行了实验研究,重点考察了环路直流抑制部件--弹性膜片的安装位置对热声发动机的起振和消振温度的影响;同时,还研究了膜片位置的变化带来 热声发动机内声振动压比性能的影响,对于探索提高热声系统的工作效率具有参考意义。

8.学位论文 毛长松 热声斯特林发动机起消振特性实验研究 2007
热声热机由于具有完全无运动部件、可实现长寿命运转、可利用低品位能源以及对环境友好等优点,越来越受到人们的重视。在模拟计算的基础上 ,本课题组研制了一台热声斯特林型发动机。鉴于热声起振和消振过程对于低品位热能的利用来说非常重要,本文着重就起振和消振过程中的温度和压 力特性等开展了以下几方面的工作: 1.在前人部分搭建工作的基础上,完成和改进实验台的建设工作,并实现了实验台的成功运转。进而,对所搭建的热声斯特林型发动机的基本性能 进行初步实验研究。具体研究内容将主要包括发动机的压比特性、起振和消振特性和频率特性等,便于掌握该发动机的基本性能,为明确下一步研究工 作的方向和重点打下基础; 2.对热声系统起振和消振行为和过程进行深入细致的研究,在分析热声滞后回路的影响因素和滞后回路的形成过程的基础上,着重考察了加热功率 和充气压力对热声起振和消振特性的影响,指出了热声起振和消振过程中的发生滞后回路的条件,为理解热声系统的起振和消振行为提供了有益的参考 ; 3.考察了结构参数对热声系统起振和消振特性的影响,并通过改变该热声发动机的谐振管长度和膜片的安装位置等结构参数来研究了热声系统的起 振和消振特性。还研究了热声环路中弹性膜的安装位置对热声系统性能的影响,试验结果表明,在某些条件下,膜片位置对系统压比性能的提高是有益 处的。

9.期刊论文 周刚.李青.李正宇.李强.ZHOU Gang.LI Qing.LI Zhen-yu.LI Qiang 热声发动机径向尺寸对谐振频率 的影响 -声学技术2007,26(4)

频率是热声系统中最为开研究的结果是谐振管的径向尺寸对热声发动机的谐振频率影响很大,通过调节谐振管的径向尺寸,可以大大降低整机的谐振 频率,对于指导热声斯特林发动机的小型化具有重要的指导意义.据此得到的计算结果与实验研究的结果验证了这种方法是十分有效的,可以达到降低系统 谐振频率30%以上.

10.学位论文 刘海东 行波型热声发动机的热力分析和试验研究 2001
该文围绕行波型热声发动机,对其中一些热力过程和技术问题展开了研究,并进行了试验工作,主要对以下几个方面进行了探讨:1、简化热声理论和热 声声电类比;应用流体的连续方程、动量方程和热传导方程,得出了热声的纵向波动方程.探讨有利于热声转化的最佳流道几何形状.对小段气体管路进行 声电比拟,考察其声容、声感、声阻特性.2、行波与驻波模式的比较和行波型热声发动机热力流程分析;在分析了斯特林制冷机的热力循环过程的基础上 ,对传统驻波发动机的热力过程进行改进,通过反馈回路的引入,使循环接近于斯特林发动机,调节压力波动和体积流相位接近于零度,同时使声导率较小 ,粘性耗散小.3、行波型热声发动机的试验研究.(1)行波型热声发动机的试验研究;(2)试验数据的分析和整理;(3)频率跳变试验现象和初步理论分析.

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