热声制冷技术的研究与进展

2012-08-03张海伟刘家林郑学林

制冷 2012年3期

张海伟,刘家林,郑学林

(上海海事大学商船学院,上海201306)

0 前言

热声制冷技术是二十一世纪全新的制冷技术,在最近的二十年,世界许多的物理学家和机械工程师们都致力于研究这种基于热声理论的新型热机和制冷机,无论是在理论方面还是工程应用方面都取得了突破性的进展,许多研究已经进入到了实用的商业化阶段。与传统的蒸汽压缩式制冷相比,热声热机具有无可比拟的优势:无需使用污染环境的制冷剂,而是使用惰性气体和其混合物作为工质,因此不会导致使用CFCs和HFCs产生臭氧层的破坏和温室效应而污染环境;无需振荡的活塞和密封润滑,无运动的部件,使寿命大大延长[1,3,17]。热声制冷几乎克服了传统制冷的缺点,可成为下一代制冷技术发展的方向。

长期以来热声系统效率低的问题一直成为热声产品实用化的瓶颈,前期的主要产品也限于使用在军事领域,由于各国学者的不懈努力,近几年热声产品的效率获得大幅度的提高,尤其是美国Los-Alamosg国家实验室经过潜心的研究,在效率获得革命性的突破,其热声热机的效率达到0.2～0.4,达到可与现有的传统的蒸汽压缩过程的内燃机和制冷机相竞争的水平。效率的大幅提高为热声产品的发展扫清了最后的障碍,这意味着热声装置商业化开发和应用的时代已经到来。

目前,热声制冷的研究主要集中在低温制冷领域的共振型驻波热声制冷机 (-50℃以下)以及热声驱动脉管制冷机 (80K以下)。事实上,像脉管制冷机和Stirling热机这类回热式热机工作的原理也是热声效应,只是由于最初它们的工作频率较低(几赫兹至几十赫兹),人们一直将准静态、准平衡态的回热式热力循环分析方法和传热学作为其理论基础。1990年,热声驱动的小孔型脉管制冷机在Los Alamos国家实验室问世,成为首台完全没有运动部件的低温制冷机,该热声脉管制冷机从根本上消除了常规制冷机存在的磨损和震动,大大提高了制冷机的无维修使用寿命。如今,热声制冷机虽然还处在试验样机和某些特殊场合应用 (如空间技术方面)的阶段,但热声制冷因其在稳定性、使用寿命、环保 (使用无公害的流体为工作介质)等方面的优势,其在普冷和低温领域具有巨大的潜力,因而备受关注[2]。

1 热声制冷的基本原理

1.1 热声效应

图1 气体微团在声场中的泵热过程示意图

热声制冷的概念是美国Los Alamodynamicss国家实验室的J.C.Wheatley等人在20世纪80年代提出的。简单地说,热声制冷就是利用热声效应的制冷技术。热声效应是热与声之间的相互转换的现象。从声学角度看,它是由于处于声场中的固体介质与振荡流体之间的相互作用,使得距固体壁面一定范围内沿着 (或逆着)声传播方向产生的热流,并在这个区域内产生或者吸收声功的现象。按能量转换的方向的不同,热声效应可分为两类:一是用热来产生声,即热驱动的声振荡:二是用声来产生热,即声驱动的热量传输。只要具备一定的条件,热声效应在行波声场、驻波声场以及两者结合的声场中都能发生[3]。图1为气体微团在声场中的泵热过程示意图。

1.2 热声振荡原理

在低温技术领域,自从泰克尼斯 (Taconis)在1949年首次观察到液氮系统中的热声振荡以来,“氦振荡”对低温工作者已不在是陌生的名词。由于热声振荡总是伴随大量热量 (较系统漏热大一二个数量级)的传输,因此在多种情况下低温系统并不希望发生热声振荡。但相反的例子也屡见不鲜,例如利用热声振荡原理可以测量液氦面的高度。如果将一根开口的细管深入到液氦容器内的液面上,用手指封闭管子的室温端,就能感受到管内气体自发产生的振荡。由此不难发现产生氦振荡的基本条件,就是管子的两端具有很大的温度差。研究指出,当管子封闭的热端与开口的冷端间的温度比α=(Th/Tc)＞10时,可能产生热声振荡;当温度比降低到α≤10热声振荡就可以避免。

在一般情况下,为了在细长管子上产生更大的温度梯度,可对其封闭端进行加热,管内气体受热后膨胀产生的压缩力导致气流运动;波动的气流靠近管壁处的气团不断地与管壁接触换热。由于气流的急速运动以及传热边界层粘滞性的存在,气团与管壁的换热不可能完全,管壁附近的气体温度与传热边界层的同平面 (径向)气体的温度分布不同,即导致传热滞后现象,存在压力波与温度波之间的相位差,激发了气体的振荡。可见,气流运动与传热之间的相位差是产生热声振荡的必要条件。

若要获得颇具强度的热声振荡,不能只采用一根大管子就可实现。因为管内的传热受传热边界的控制,只有那些接近管壁的气团才参与换热;采用有许多小管子组成的热声发生器可能有效。但实际上应采用众多狭道,会比管子更奏效,因为狭道的比表面积更大[6]。

1.3 热声制冷的基本原理

图2所示的是1/4波长的声波制冷系统图和声波制冷原理图。

声波制冷系统包括了4个基本部件:(1)核心部件-板叠;(2)谐振腔;(3)冷、热端换热器;(4)声波发生器。

声波制冷原理的微观解释为:设一个气体微团在声波作用下,在平衡位置附近作往复运动。在位置a处气体微团温度为T1,压力为p1,从位置a到位置b的绝热压缩过程中,其温度从T1升高△T到T2,压力从p1升高 △p到p2。△T和 △p分别为气体微团在绝热压缩过程中的温升和压力变化。在位置b处,由于气体微团温度高于板叠温度T3,则气体微团在位置b处换热给板叠 (过程2-3),温度变为T3。接着,气体微团从位置b到位置a的绝热膨胀过程中,其温度从T3降低 △T′到T4,压力从p3降低 △p′到p4。△T′和 △p′分别为气体微团在绝热膨胀过程中的温降和压力变化。到达位置a时的温度变为T4。此时气体微团温度低于板叠温度T1,故气体微团从板叠吸热 (过程4-1),温度变为T1,从而完成一个热力循环。在这个循环中,微团在高压时放热后膨胀,在低压时吸热后压缩,从而吸收声波能量,将能量从低温端泵至高温端,实现了制冷的目的[5]。

图2 声波制冷系统和原理图

2 热声制冷最新研究进展

在热声制冷和热声发动机得到了迅速的发展的同时,无论是热声理论的研究还是热声机械的研究都同样取得了很大的进步。

2.1 热声制冷理论最新进展

2.1.1 非线性热声理论

线性热声理论已经相当成熟,并已用于热声热机的开发研究,但对于高声强下才能有效工作的热声机器,声波中的强大谐波使得线性假设存在很大的误差[11,16],于是非线性理论开始得到关注。

(1)国内部分

南京大学声学研究所的韩飞等人对Rijke管内的非线性效应进行了比较深入的研究。通过流体力学中的三个基本方程得出了管内声学量之间的关系,通过热声相互作用的非线性关系式和管口声波的非线性反射条件,发展了一种可以计算出管内声波从小扰动增长到大幅振荡,直到由于非线性效应的影响而停止增长的全过程的方法。指出了Rijke管内引起非线性效应的两个因素,即热声非线性相互作用和声波在管子末端的非线性辐射声阻,并通过计算声波的增长率和实验分析声波的频谱,发现非线性效应限制了管内声波振幅的增长,并且导致了二次高阶谐波的产生。

西安交通大学的刘继平等人在研究管内受热气体层流流动时发现:由于气体密度随温度增加而减少,动力粘度和导热系数随温度增加而增加,故在一定的加热条件下,加热管内会形成压力与流量关系的奇异性,产生不稳定性。他们认为这是Rijke管振荡的原因所在。浙江大学的欧阳录春等人在此基础上,用简化的理论分析对驻波热声系统的起振机理也做了初步的研究。

对于热声发动机起振的非线性饱和过程,中国科学院理化所的李青老师领导的研究小组也进行了一些有意义的研究。他们首先对热声谐振管非线性效应进行了试验观察,然后他们在频率和拟相空间中描述了斯特林热声热机系统中形成热声自激振荡的过程,并且用最大Lyapunov数量化了压力信号的相空间轨迹的变化过程,用指数随时间的变化从理论上解释实际系统的物理变化过程。他们还用热力学网络分析方法对起振过程进行了研究,对系统的演化过程进行了实验建模获得了基本网络拓扑结构,并提出了参数激励机理,从理论上对系统的演化进行了初步论证,认为热声热机其回热器实际就是一个由声感和流容构成的储能部件——谐振器,声感对于维持系统起振起到了举足轻重的作用,声感是实现并维持热声转换的关键的时变网络参数。提出了定量判据系统工作能力的指标调制度。

关于回热器在具有大振幅波动情况下的弱非线性热声动力学模型也有研究。中国科学院理化所的罗二仓研究员采用摄动方法在唯象的基础上获得了能描述声流 (直流)在内的非线性动力学效应及由此而导致的非线性时均热声动力学效应的局部解析方程组,对加深回热器工作机理的理解具有一定的指导意义。

另外在最近的ICEC20会议上获悉,清华大学的陈宇、张晓青等人把 “格子气”方法应用于热声系统起振过程的模拟,获得非常满意的结果[11]。

(2)国外部分

美国弗吉尼亚Yurii A.Ilinskii从理想气体 (但考虑了粘性)的基本动力学方程出发获得了用来分析谐振管内非线性驻波的一维模型。给出了谐振管圆柱型、喇叭型、气泡型谐振管非线性频谱方程数值积分的结果,理论描述了与振荡幅值相关的频率跳变,滞后效应、波形扭曲等现象,揭示了谐振的加强与减弱对谐振管形状的依赖关系。

韩国Young-Doo Chun定义了一个衡量压力波非线性程度的物理量——非线性能量比 (nonlinear energy ratio)。非线性能比能够描述能量向高阶谐波的传递,对设计谐振管形状有一定的指导意义。

法国V.Gusev的工作得到了描述热声发动机起振过程的非线性演化方程。分析表明,在不均匀的热声板叠中,如果声波和热波是准绝热作用的,则声波放大正比于频率的平方根或者是依赖于Kramer常数值。通过将声波在非均匀介质中的传播和反射微分方程转换为等价的第二类Volterra积分方程(Volterra积分方程可以通过迭代的方法获得收敛的准确解)获得了对热声板叠频谱特性的解析描述。演化方程包括对应于非线性过程的准线性微分项,获得了激波前沿形成时间,波幅稳定特征时间,稳定波动特征幅值以及他们对板叠加热条件的依赖性。

加拿大Bauwens研究的系统如下:伴随大的压力振荡的有限循环,压力振荡由在管端给定相位的速度而获得,其频率比声学本征频率低,扫过的长度可与管长相比较。管两端的温差人为给定,流体内横截面方向传热效果好,管壁热容很大。几何空间为二维,轴对称,流体内部、流体与管壁、管壁内部存在导热。摄动解获得了轴向温度、压力和焓流分布。提供了两端和一端封闭的结果,后者在封闭端温度出现奇异。对于两端开口的管子,当两端质量流反相时,管内速度节点处温度会出现奇异,对这些奇异的稳定性做了研究。还指出用一维的方法和经验的对流换热系数所得到的结果仅适用于管道大于热边界层的情况。他们还成功应用多重时间尺度法对一端封闭、另一端输入速度波的圆管内流动和换热进行了二维求解[11]。

2.1.2 构型理论

20世纪末,美国Duke大学Bejan教授提出构形理论[7.8]。该理论源于自然界中的各种系统和组织 (包括生命系统和非生命系统),对于分析各类生命和非生命系统,指导实际工程装置,研究各种广义热力学过程均具有重大意义,众多学者对构型理论表现出了浓厚的兴趣,进行了大量的研究,取得了丰硕的成果,该理论涉及的领域包括传热传质、流体流动、电磁、交通运输、管道网络、风化干燥、经济决策、气候预测、生命体组织和器官研究等,由理论分析和计算得到了许多符合实际的最优结构。

阚绪献、吴锋、张晓青、郭方中和杨志春对给定热声制冷机中平板型回热器的横截面积,利用构型理论对最优平板间距进行了优化设计,导出了最优平板间距及最优平板数的解析式,通过数值算例得到了最优平板间距和最优平板数与平板厚度和角频率等参数的关系,所得结论对于热声制冷机回热器的优化设计有一定的理论指导意义[9,18]。

2.2 热声制冷实验进展

2.2.1 国内实验进展

我国研究热声制冷的主要单位有华中科技大学、中科院理化技术研究所、西安交通大学及内蒙古科技大学等。我国热声制冷的研究虽起步较晚,但发展很快,在实验研究上有特色,但在研究经费方面略显不足。近几年主要研究如下[1]:

2007年中国科学院理化技术研究所胡剑英、戴巍、罗二仓在脉冲管制冷机调相机构的研究中指出,在惯性管已为脉冲管制冷机提供了所需最佳阻抗时,双向进气不能提高脉冲管制冷机的性能,只有在惯性管没有为制冷机提供所需的最佳阻抗时,双向进气模式才能发挥积极作用[1,4,19]。图3所示为中国科学院理化研究所所设计的单级双向进气型脉冲管制冷机结构示意图。

图3 单级双向进气型脉冲管制冷机结构示意图

胡鹏、李青等对微型热声制冷机进行了试验研究,研制了一种复合结构PZT声驱动器,谐振管结构中加入了渐缩锥管后空管,研制的微型热声制冷机在运行频率 2.2kH时,平均压力从0.5MPa到2.1MPa之间进行了一系列工况试验,得到了最大温降12.3℃,最大温差31℃,均达到同类机型目前报道的最佳性能[1,9]。图4所示为胡鹏、李青进行试验研究的微型制冷机示意图。

图4 微型制冷机示意图

2008年浙江大学制冷与低温研究所裘圆、陈国邦等研究了惯性管对热声驱动脉管制冷机性能的影响,通过选择合适的惯性管结构参数,在加热功率为1.8 kW条件下,脉管制冷机的无负荷制冷温度达到63.0 K。图5所示即为惯性管热声驱动脉管制冷机结构示意图。汤珂、黄忠杰等研究了40 K温区驻波型热声驱动两级脉管的制冷特性,研制出了1台高频两级脉管制冷机与驻波型热声发动机相匹配。加热功率为2.0 kW,平均工作压力为2.8MPa时,压力波振幅和压比分别达到 0.223MPa和1.174,获得41.2K的制冷温度[1]。

2008年西安交大黄竞、何雅玲、李茹对热声制冷机板叠内流动与换热进行了数值分析,采用基于压力修正算法的可压缩交变流动程序,分析了最佳板叠厚度使得冷热端的温差达到最大[1]。

2010年中国科学院理化技术研究所余国瑶、罗二仓、戴巍、胡剑英、吴张华利用CFD方法成功的对高频驻波发动机和热声斯特林发动机试验系统分别进行了轴对称和三维的数值模拟,这对于了解实际系统的声场和流场特性并进一步提高热声发动机的性能具有重要的意义。计算结果观测到了非线性的自激振荡演化过程,给出了两种发动机内部截然不同的声场特性,计算结果也捕捉到存在于热声斯特林发动机内部的非线性热声声流现象。此外,计算结果显示了板叠和三通处的复杂流动,计算结果与试验结果的对比验证了CFD的有效性[20]。

2.2.2 国外实验进展

最近几年各国的实验室研究成果主要如下:

2006年法国国家科研中心制作了1台能调节驻波比率的热声谐振装置,可以简单和独立地控制声压场和质点速度场,通过优化板叠区域的声场研究,找到诸如温度梯度、传热性能和传热系数最佳匹配关系,以达到热声制冷系统性能的优化[1]。

2007年法国里昂中央理工学校用PIV(粒子图像测速仪)观测大振幅下热声系统中的流体,发现在热声堆和换热器的间隙处有涡街现象,造成声周期的不连续,指出流动的非周期性导致换热器和热声堆传热的不稳定,进而系统的冷负荷也会发生波动。法国国家科研中心设计了一台谐振装置,可以适应不同驻波比,独立控制声压和质点速度,以寻求最优声场。实验结果显示最优声场并不是通常认为的半波长谐振管[21]。

2007年美国普渡大学用DELTAE程序模拟双驻波热声制冷机配置以找到板叠冷热端换热器温差的最佳跨度,以使传热系数增大,研究发现当冷热端换热器温差达到80℃时为最佳跨度。研究结果和能耗显示系统效率适宜于制冷机,但对空调和低温冷却效果不好[1]。

2007年美国南伊利诺伊大学对热声传热和系统结构进行实验研究,研究揭示了传热系数、平均压力和振动频率之间的关系,当热声系统在一个合适的振动频率下,平均压力越大,传热系数越大,所以在提高传热系数的同时,要合理考虑板叠结构[1]。

2008年荷兰能源研究中心制作了1台同轴热声斯特林制冷机 (图6所示为模拟结构图),由直线电机产生声功率驱动,通过再生器将热量从冷端换热器泵给环境,测得性能系数达到卡诺效率的25%,温度达到-54℃[1]。

图6 待模拟的二维同轴热声斯特林制冷机

2008年Backhaus针对大型热声斯特林机技术上障碍,突破常规换热器的限制,设计了新型换热器,在环形圈中加入流体二极管,系统由热机自身振荡所产生的压力驱动。

英国伦敦帝国理工大学的Keith Pullen教授和Ron Dennis正在负责的热声灶项目。项目时间为2007年到2012年。传统木材炉灶燃烧能量利用效率只有7%,热声灶目标效率30%以上。该热声灶既节能又环保,可以加热和冷却食物,应用前景广阔,有望在亚洲和非洲的乡村得到实用化的发展[15]。热声灶的结构如图7所示。

图7 热声灶结构示意图

3 热声制冷的研究热点及发展展望

热声理论及热声机械的发展遇到了技术成熟的传统热机的竞争,必然需要更多的科研工作者为此付出努力。把热声作为新兴技术的兴趣在增加,如生物医学和替代的制冷系统。热声理论和实验研究进展使得热声技术具有广阔的前景发展为商业的制冷技术。热声技术无论在理论还是在实验方面,这几十年取得了很大的进步,在这里归纳几点当前以及今后一段时间的研究热点方向[15]:

(1)小振幅的线性热声理论已经趋于完备,对于非线性情况的建模和理论研究还有很多的空白有待填补,包括热声自激振荡过程、热声声流、非线性声波传输等。期待不久的将来出现完善的非线性热声学理论;

(2)对于热声核心段换热器和板叠的传热机理有待更深入的研究。可以结合先进的热物理测试技术 (热线风速仪、激光多谱勒测速仪以及粒子成像测速仪等);

(3)热声热机同时向高频和低频两个方向发展,体积在大型化和微型化方面都有发展,更趋于微型化的研究。大型化的用于实用化的工程,微型化的用于红外器件冷却、电子器件冷却等;

(4)对新型热声热机样机以及新型的换热器的设计和开发;

(5)拓宽热声技术的应用领域,如低温废热源利用、太空探测以及热声医学成像和热声通讯等。

对我国而言,一方面要加强研究工作,保持与世界同步,如在热声制冷机系统如何调节驱动频率搭配本身结构参数以达到制冷效果最佳,如何设计制冷器的尺寸更精致小巧,以达到微电子原件芯片制冷要求,还有很大研究空间。另一方面,还要多利用自身优势发展,如内蒙古科技大学这些年致力于磁致伸缩材料制作的换能器驱动热声制冷,可充分利用我国稀土资源优势。用磁致伸缩换能器有效地利用了稀土材料应变值高、能量密度大、响应快、精度高、频带宽、可靠性好等优点,用其驱动制冷机不仅效率高,而且使热声制冷机的尺寸结构具有很大的灵活性,通过改变其工作频率就可方便地达到小型轻量化要求。但同时由于材料寿命方面的因素,也有不少困难,是今后课题的一项研究方向。

4 结论

热声技术的应用是相当丰富的,热声能量转换技术将会给包括制冷工业在内的整个能源工业带来很大的影响,它的简单、环保、节能高效的特性符合当今时代的需要,有人曾大胆预言,热机 (包括制冷机)的未来是属于绿色热声热机的。当然就目前的现状而言,由于设计水平远没有达到最优化的程度,材料的选择及制造技术都还在完善之中,而普通的制冷系统经过上百年的发展和改进,热声制冷单件的成本会高于普通传统制冷装置,但随着材料的选择和制造工艺的日趋成熟,可以肯定热声制冷机会具有极大的成本优势。热声制冷装置最有可能首先在这些中小型和微型装置中获得市场应用份额,如应用于冰淇淋机、饮水机、家用冰箱、空调机、计算机微处理器等制冷中,所存在的巨大应用市场是显而易见的。

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