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热声发动机非共振自循环换热环路实验研究点击：1911 日期：[ 2014-04-26 21:39:50 ] |
| 热声发动机非共振自循环换热环路实验研究 高 波1, 2,罗二仓1,戴 巍1,陈燕燕1,胡剑英1 (1.中国科学院理化技术研究所低温工程学重点实验室,北京100190; 2.清华大学建筑技术科学系,北京100084) 摘 要：为考察非共振自循环换热环路的实际工作特性,将其与热声发动机相耦合,在不同工况下研究了两种厚度的单向阀片对其内部压力分布、换热特性、声功损耗及压比的影响。为减少该新换热环路的阻力损失和声功耗散,提出了一种新型的水冷换热器以取代其中的传统板式换热器。实验结果表明,当由0. 1 mm厚的单向阀片所组成的换热环路内的工作气体平均压力为3. 0MPa、驱动频率为66Hz时,若输入系统内的热量为1. 5 kW,换热量为1. 05 kW,其热量传输能力已经超过了传统热声换热器。 关键词：热声发动机;非共振自循环;换热环路;单向阀片;压力分布;换热特性;声功损耗;压比 中图分类号：TK 123 文章编号：1005-9830(2010)06-0827-06 热声发动机是一种利用热声效应实现热能向声能转换的新型热力机械[1-4],由于其完全无机械运动部件和采用惰性气体作为工质,因此具有可靠性高和环保等突出优点。此外,热声发动机可以利用太阳能、工业废热等可再生能源和低品位热能,具有很好的发展前景。 换热器是热声发动机的重要组成部分,热端换热器(加热器)与主水冷器之间建立起回热器的温度梯度,为热能与声能之间的转换创造必要条件。同时,高性能的换热器应具有较大的气固换热面积和较小的气固换热温差,还应使经过换热器的气体压降最小。然而,与传统的蒸汽轮机和蒸发式压缩制冷机不同的是,热声系统是利用工作流体的振荡流动特性工作的:即利用系统内部作振荡流动的工作气体与在其振动方向上存在温度梯度的回热器之间的相互作用,将高温热能转化为声功或者通过消耗声功从低温端热源向高温端热源泵热。这种工作机制决定了热声系统内的换热面积不能通过增加纵向几何尺度来实现因为纵向延长换热器的长度超过一定范围(当地气团的位移峰峰值)后对于增强系统换热非但是无效的,而且还使系统增加了不可逆损失。换热器的纵向尺寸受到限制后,一般通过增加横向的微流道数量来强化传热。然而,这样做的后果是流动损失和制作成本随着微流道数目的增加而相应增加,而整个系统的可靠性却随之降低。因此对于热声系统,特别是大功率系统来说,如何在系统内部与外界环境之间建立有效的热量传输仍然是一种挑战。 为了解决上述难题,中国科学院理化技术研究所提出了一种压力波驱动的非共振型自循环换热流程[5]。该换热流程利用驱动装置与外延的换热管道之间的压力差值在换热器内形成一股稳定的直流分量,从而达到与外界进行热量交换的目的。与传统的交流型换热器相比,该换热流程有效地消除了对于传统换热器长度的限制。由于换热流程中稳定直流的存在,换热流程可采用稳定流场中常用的热交换器形式,并可通过调节换热管道的面积来适应换热量需求;同时,该换热流程采用单一工作流体,具有可靠性高、制作成本低等显著优点,特别适用于大功率系统或者需要远距离传送冷量的装置。在非共振自循环换热流程与活塞式压缩机相耦合构成的原理性实验装置获得了成功之后[5],本文将该换热流程与热声发动机相耦合,对其实际的换热性能进行研究。 1 实验系统 在性能实验中,非共振自循环换热环路替换了热声发动机的主水冷器。实验系统可分为驱动装置和换热流程两部分,作用分别是:热声发动机为换热流程提供波动的压力;换热流程则通过单向流动的内部工作气体与外界之间的热量交换把系统内部的热量传输到外界环境。 1. 1 热声驱动装置 2004年,第一台聚能型行波热声发动机[6]在本实验室建立。该发动机采用压力为1. 52 MPa的氦气作为工质,振荡频率为91. 7 Hz,当加热温度达到670℃时,输出压比达到了1. 3,是当时国际上热声发动机获得的最高压比。本文所开展的热声驱动非共振型自循环换热流程的工作就是在与该发动机相耦合的基础上进行的。 1. 2 换热流程 如图1所示,热声驱动的换热流程是在原来聚能型行波热声发动机的主水冷器所在的压力腔处引出的闭合回路。流程由2个单向阀,长为1. 5 m、内径为0. 9 cm的紫铜换热管,球阀以及新研制的水冷换热器组成, 2个单向阀分别被嵌于压力腔的进、出口位置。系统中工作气体为氦气,其平均压力为3. 0MPa。 与无阀压缩机驱动的换热流程[5]相比,热声驱动的非共振型自循环换热流程在原换热流程的基础上进行了一定的优化设计:为了减少流程的阻力和声功耗散,重新设计了一种新型的水冷换热器以取代板式换热器。因此,本文将对这种新型的水冷换热器进行介绍,其它与无阀压缩机驱动换热流程相同的部件不再赘述,具体说明可参见文献[5]。 在前期的工作中[5],尽管换热流程中所应用的板式换热器具有效率高、结构紧凑等优点,但是,过于复杂的结构不可避免地带来过大的局部阻力,影响了热声发动机的压比,进而影响到整机的运行。本文曾把电驱动换热流程中换热面积仅有0. 1 m2的板式换热器置于热声驱动的换热流程中,发现其对热声发动机的压比影响很大,在某些工况下甚至影响到热声发动机的正常运行。而聚能型行波热声发动机中被替换掉的主水冷器的换热面积是0. 3 m2,为了比较换热流程与主水冷器的换热性能,本文在换热流程采用相同换热面积的水冷器。换热面积为0. 3 m2的板式换热器比换热面积为0. 1 m2的板式换热器的沿程阻力和局部阻力更大,会严重影响热声发动机的运行。因此,在保证换热效率的同时,热声驱动的换热流程需要工作气体压降更小的水冷器。 为了解决上述问题,本文提出了一种新型的水冷器,其结构如图2所示。水冷器是由内外2个同轴心的套管组成的,内侧为内径为22. 5 mm、外径为25 mm的紫铜管,外侧为内径为39 mm、外径为45 mm的不锈钢管。由于板叠的制作工艺相对成熟,特别是采用电化学腐蚀方法制作的板叠表面光滑,流道规则,能较好地满足设计要求。因此,该水冷器采用串联的板叠作为核心换热元件。如图2(c)所示,为了降低使用平行板叠带来的较大的轴向导热损失,单片平板的轴向厚度为0. 2 mm,由于平板之间采用点接触,接触热阻远大于板叠材料本身的导热热阻,因而能够有效地减少平行板叠的轴向导热损失。单片板叠的肋片间距为0. 3 mm、周长为1 056. 8 mm,所以0. 3 m2的换热面积共需要1 419片板叠。板叠被钎串成整体后与紫铜的内管钎焊成一体。水冷器工作时,高温工作气体经单向阀1进入水冷器,经过板叠进入换热流程;冷却水经过层流化元件,与工作气体反向流过两管道中间的夹层,与紫铜管壁充分进行热量交换后带走热量,见图2(d)。 1. 3 测量及数据采集系统 实验中需要测量的物理量主要有温度、压力、功率和冷却水的质量流量。下面分别介绍测量这些量所采用的传感器以及数据采集方法。 1. 3. 1 温度的测量 如图1所示,实验系统共布有8个温度测点。其中: 6支温度传感器为镍铬-镍硅铠装热电偶温度计,适用温度范围-200 ~1 200℃,误差为1℃。实验中,T1测得的是压力腔内气体的温度;T2测得的是热声发动机热端换热器温度;T3测得的是热声发动机副水冷器的温度;T4测得的是单向阀2左侧的温度;水冷器工作气体侧流道的进、出口各布置1个热电偶温度计用来测量换热流程直流量经过换热器换热前、后的温度(t5、t6)变化。水冷器冷却水侧的进、出口各布置1个由中国科学院理化技术研究所低温计量站标定的Pt100铂电阻温度计,用来测量冷却水经过换热器前、后的温度(t7、t8)的变化,误差为0. 1℃,这2只温度计采用四线制测量。 1. 3. 2 压力的测量 实验系统共设4个压力测点:P1测得的是水冷器右侧气体的压力变化; P2测得的是单向阀2左侧气体的压力变化;P3测得的是单向阀1右侧气体的压力变化;P4测得的是压力腔内气体的压力变化。压力的测量主要由压阻式压力变送器完成,量程为0~10MPa,测量精度为0. 5%,最高响应频率为1 kHz,它既可以测量系统的平均压力,也可以测量动态压力。 1. 3. 3 功率的测量 加热棒电功率由单相数字电参数综合测量仪测量,它的最大测量电流为40 A,电压300 V,功率12 kW。电流精度:±(0.1%×量程+测量值×4% )A;电压精度:±(0. 1%×量程+测量值×4% )V;单相市电经过无极调压器(0~250 V)调压后接入测量仪的输入端,电加热棒以负载形式接入测量仪的输出端,实验中加热功率能够直接从前面板读出。 本文使用的加热棒额定功率为250W(电压120 V),这样加热器总共可插6支加热棒,通过调压器(范围: 0~250 V)调压,最高输入功率可达1. 5 kW。由于使用市电,安全起见本文把6根分成2组,每组3根并联再与另一组串连,接入变压器,这样不仅能充分发挥每根棒的作用,而且每根上的电压值不会超过它的额定电压。 1. 3. 4 质量流量的测量 水冷器中冷却水侧通道中稳态质量流量的测量主要是由面板式流量计来完成的。量程为1~7 LPM,测量精度为4%。 2 实验结果及分析 本文将非共振型自循环换热流程与热声发动机相耦合进行了初步实验。在实验过程中,可以发现连接换热流程后会轻微提高聚能型热声发动机的起振温度,但并不影响该发动机的正常起振过程。 本文主要研究换热流程的工作运行特性、换热特性、声功损耗以及流程对系统运行的影响。在实验中,本文对两种单向阀(阀片厚度分别为0. 1 mm、0. 3 mm )在系统平均压力为3. 0MPa,电加热功率为0. 5 kW、0. 75 kW、1 kW、1. 25 kW、1. 5 kW条件下的相关参数进行了测量及分析。 2. 1 压力波型 图3为在单向阀片厚度为0. 3 mm的条件下,换热流程内部的各测点压力随时间的变化情况。在整个实验过程中,假定单向阀片两侧承受的开启工作阈值可以忽略。图3中:p4表示压力腔内的压力;p2表示单向阀2左侧的压力;p3表示单向阀1右侧的压力。可以看出,1个周期内压力波形经历了3个阶段的变化:第一阶段,由于单向阀2两侧承受的压力差值p4-p2>0,单向阀1两侧承受的压力差值p3-p4<0,在这个过程中,压力腔内的高温氦气突破了单向阀2的工作阈值持续进入换热流程与外界(水冷器的冷却水)进行热交换直至p2=p4,而单向阀1两侧此时承受的压力差值为负,始终保持闭合状态;在历时很短的第二阶段,由于p4-p2<0,且p3-p4>0,2个单向阀同时保持开启,在换热流程中通过水冷器中冷却水冷却的高温氦气重新回到压力腔内,与此同时另一部分高温氦气进入换热流程,从而整个换热流程保持畅通;在最后阶段,由于p4-p2<0,且p3-p4>0,单向阀2的闭合、单向阀1的开启,换热管道内被冷却了的氦气经过单向阀2回到压力腔中直至p3=p4。经历上述过程后,系统内产生了一股稳定的单向直流。 2.2 冷却水侧换热量 对于换热流程与热声发动机相耦合的装置来说,由于应用热线等测量手段获得瞬态质量流量时需要长直空管段以稳定流场,无疑增加了整个流程的空体积,从而降低了整个实验系统的压比,更直接影响到换热流程的质量流量。因此,为了研究换热流程的换热情况,本实验通过测量水冷器冷中却水带走的热量Qw来评价换热流程的换热性能 Qw=MwCp(t7-t8) (1) 式中:Mw是经过水冷器冷却水的质量流量, Cp是冷却水的定压比热, t7为水冷器冷却水的进口温度, t8为水冷器冷却水的出口温度。 图4为向系统输入不同的加热功率,系统稳定时冷却水侧吸收热量的变化情况,可以看出,该换热量与输入的加热功率按比例增加,对于系统内装有不同阀片厚度的单向阀,换热量增加的比例不同,装有薄阀片(0.1 mm)的换热流程换热效果要好一些。系统内工作气体平均压力为3. 0MPa、驱动频率为66 Hz时,当输入系统内的热量Qin为1. 5 kW时,换热量Qw为1. 05 kW。该换热流程的热量传输能力已经超过了传统热声换热器[7]。 2.3 声功损耗 声功是热声试验研究中另一个重要的测量参数,它的获得比较复杂。通常根据声功的定义,采用双传感器法测量声功[8] 式中:~pA、~pB分别是沿管长布置的相距很短距离的两传感器A和B的压力幅值,A为管道截面积, U为体积流率,ω为角频率,ρ为工作介质的密度,Δx为两传感器之间的距离, c为声速,γ为绝热指数,δμ为粘性渗透深度,σ为普朗特数的平方根,r为管径。 然而,与不存在直流的热声热力机械不同的是,这种新型换热流程是靠其内部工作气体的复合流动来工作的[5],即流程中既存在由常规的基频波动物理量引起的声功耗散又存在由直流(占主导比例)引起的声功损失,因此本试验中声功损耗的评价非常困难。基于以上原因,本文在与热声发动机相耦合的换热流程的试验中,声功损失Wloss可近似表示为Wloss=Δp·UDC。此处,Δp=p2m-p3m是换热管的平均压力差值,p2m是单向阀2左侧的平均压力,p3m是单向阀1右侧的平均压力,UDC是直流的体积流率。由图5可以看出换热管段中由直流量产生的声功损失Wloss随着输入加热功率的增加而增加。相同工况下,对于系统内装有不同厚度阀片的单向阀,声功损失量是不同的,装有薄阀片的换热流程声功损失要小一些。 通过与无阀压缩机驱动的换热环路[5]比较可以看出:在活塞式压缩机驱动的换热流程中,在单向阀片厚度为0. 3 mm、系统内工作气体平均压力为2.5MPa、驱动频率为30 Hz、换热量为0. 7 kW时,声功耗散为67W;而在热声发动机驱动的换热流程中,同样的单向阀片厚度、系统内工作气体平均压力为3. 0 MPa、驱动频率为66 Hz、换热量为1.05 kW时,声功耗散仅为37W。而在相同的工况下,单向阀片厚度为0. 1 mm的换热流程声功耗散更减至29W。以上两换热流程中,所做的唯一改动即把无阀压缩机驱动的换热流程中的板式换热器替换为热声发动机驱动的换热流程中的新型水冷器,可以看出水冷器阻力的减小是换热流程声功耗散降低的主要原因。此外,降低阀片的厚度也可减小换热流程的声功损耗。 2. 4 换热流程对压比的影响 图6为聚能型行波热声发动机在与非共振自循环换热流程相耦合和连接传统换热器两种条件下,系统内部工作气体在工作状态下压比rp随加热温度的变化情况。在单向阀片厚度为0. 1 mm,输入的加热功率为1 kW,加热温度为250℃,其内部工作气体的平均压力为3. 0 MPa时,与换热流程相耦合的发动机内部工作气体在工作状态下的压比为1. 045 6,而同种工况未连接换热流程的发动机内部工作气体在工作状态下的压比为1. 090 3。 可见,将换热流程与热声发动机耦合,增加的空体积不可避免地会影响到发动机内部工作气体在工作状态下的压比。但是需要注意的是,非共振型自循环换热流程的体积还有很大的优化空间,将其对系统运行性能的影响降至最低也是本研究下一步的工作目标。 3 结束语 为了研究非共振型自循环换热流程的运行性能,本文将其与行波热声发动机相耦合,建立了性能实验装置。同时,为了解决该换热流程内传统板式换热器中声功耗散过大的问题,研制了一种新型的水冷器,并对装有该水冷器的非共振型自循环换热流程内工作气体的压力波型以及在不同输入功率条件下对应的水冷器侧换热量和声功损耗进行了研究。另外,对两种厚度(0. 1 mm、0. 3 mm)的阀片在不同工况下对整个流程换热性能以及声功耗散的影响进行了比较。研究结果表明,由0. 1 mm厚的阀片所组成的换热流程的热量传输能力已经超过了传统热声换热器。以上工作初步研究了非共振型自循环换热流程的换热性能,验证了该换流程用于实际热声系统的可行性。 参考文献：略 |
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