第40卷第6期2006年6月浙 江 大 学 学 报(工学版)Journal of Zhejiang University (Engineering Science )Vol.40No.6J un.2006收稿日期:20050609.浙江大学学报(工学版)网址:/eng基金项目:全国优秀博士论文作者专项基金资助项目(200033);霍英东基金优选资助项目.作者简介:孙大明(1976-),男,山东诸城人,博士后,从事低温制冷机研究.E 2mail :sundaming @变负载法研究热声发动机的声功输出特性孙大明,邱利民,陈 萍,严伟林(浙江大学制冷与低温研究所,浙江杭州310027)摘 要:为提高热声发动机的驱动能力并为有效负载的设计提供参考,对一台行波热声发动机的声功输出特性进行了研究.应用变负载法,对该热声发动机的声功输出进行了精确测量.分析得到声功输出与热声发动机压比、加热功率和加热温度之间的相互影响关系.通过改变阀门开度和气库容积大小,分析了负载的阻力和空体积对声功输出和系统热效率的影响.结果表明,在输入功率为2.3kW ,充气压力为2.6MPa ,工作频率为51Hz 时,该热声发动机获得了122W 的最大声功输出.为设计与热声发动机系统具有良好匹配的热声制冷机及其他有效负载奠定了基础.关键词:热声;声功;变负载法;相位差中图分类号:TB68 文献标识码:A 文章编号:1008973X (2006)06096605Investigation on output characteristics of thermoacoustic engine by variable 2load methodSUN Da 2ming ,Q IU Li 2min ,C H EN Ping ,YAN Wei 2lin(I nstitute of Ref ri geration and Cryogenic Engineering ,Hangz hou 310027,China )Abstract :In order to imp rove t he driving performance of a t hermoacoustic engine and provide usef ul refer 2ence for design of effective load ,an investigation on t he power outp ut characteristics of a t raveling wave t hermoacoustic engine was carried out.After acoustic power outp ut of t he t hermoacoustic engine was measured accurately by variable 2load met hod ,t he mut ual relations of power outp ut wit h p ressure ratio ,heating power and heating temperat ure were analyzed.By adjusting valve opening and t he volume of t he gas reservoir ,t he influence of resistance and empty volume of load on t he acoustic power outp ut and t her 2mal efficiency of t he engine was also investigated.Result s show t hat t he maximum acoustic power outp ut reaches 122W wit h heating power inp ut ,filling p ressure and working f requency of 2.3kW ,2.6M Pa and 51Hz respectively ,and a basis is provided for designing t hermoacoustic ref rigerators and ot her effective loads wit h good matching wit h t hermoacoustic engines.K ey w ords :t hermoacoustics ;acoustic power ;variable 2load met hod ;p hase difference 热声发动机通过热声效应把热能转化成为声能,一部分用于维持发动机内部的声场,另一部分通过声学管道从系统中引出,可用于驱动制冷机[123]或者其他有效负载,如发电机等[4].存储在系统中的那部分声能,被系统内的黏性效应和热弛豫效应耗散,不对外做功,但它是热声发动机对外做功的保证.为了建成高效大功率热声发动机,一方面系统中要有强的声能储存,这就要求系统内的热声转化效率高、不可逆耗散效应小,另一方面更重要的是要把声能在高品位(高压比,单频率特性好)上从系统中引出,这就涉及到声功的引出和测量.声功测量的方法大致可以分为两类:1)直接测量法,通过对速度波和压力波直接测量,经计算得到声功值[5];2)间接测量法,主要有双传感器法和变负载法[627],对声学系统的两个位置进行压力测量,通过压力振幅和两个位置上压力振荡的相位差计算出声功.直接测量法需要复杂的仪器对速度直接测量,成本高,而且往往要根据测量要求对热声发动机的测量部位特殊处理;采用间接测量法,可以避开速度测量,不需要复杂的测量仪器,易于实施,其准确性也得到了理论和实验验证,甚至在高压力振幅下也能达到满意的准确度[6].在文献[8]中对这些方法进行了归纳总结并提出了可行方案.本研究中研制了一台行波热声发动机[9210],在单独运行时以氮气和氦气为工质分别取得了1.201和1.190的最大压比,利用该发动机驱动一台单级双向进气型脉管制冷机获得了80.9K 的最低制冷温度,首次进入液氮温区[11212].为了进一步优化发动机与制冷机之间的匹配,本文采用变负载法,着重对热声发动机的声功输出特性进行系统研究.1 测量的理论基础图1给出了变负载声功测量装置的原理图.测量装置主要由气库、针阀、压力传感器组成,此外还包括必要的连接管路及冷却水管路.针阀是主要的耗功部件.由于该装置的尺寸(或体积)同热声发动机的尺寸相比很小,可以用集中阻抗法将这个装置表示成一个声阻元件(针阀)和一个声容元件(气库),如图2所示.假定气库的容积为V ,通过测量气库内的压力波动p 7可以得到通过连接管路和针阀的体积流率 V [6]:图1 声功测量装置Fig.1 Acoustic power measurement setup图2 声功测量装置的等效集总阻抗图Fig.2 L umped 2element model of acoustic pow 2er measurement setupV =i ωV p 7γp m.(1)式中:i 为虚数单位,ω为振荡角频率,γ为定压比热与定容比热的比值,p m 为气体平均压力,消耗在阀门上的声功可以表示为E load =ωV |p 7||p 5|sin Δφ2γp m .(2)式中:p 5为热声发动机在声功引出口处的压力振幅,Δφ为p 5和p 7处压力波动的相位差,则阀门上消耗的声功 E load 为热声发动机对负载输出的声功P ,因此从热声发动机中引出的声功可以通过对压力振幅和相位的精确测量获得.2 实验装置图3给出了热声发动机的结构简图,各部件的详细结构和尺寸在文献[9]作了介绍.其上布置了5个压力测点,分别为p 1、p 2、p 3、p 4和p 5.声功测量装置的接入位置在环路的反馈回路上,如箭头所示.为了研究气库容积对声功输出的影响,本文对三个不同容积的气库进行了实验,其容积分别为250、500和750mL ,工质均为He.装置中采用Swagelok 公司生产的针阀,其最大流量系数C v 为0.73,阀门型号为SS 21RS10MM .通过对阀门热声发动机侧和气库侧压力波动的测量得到声功输出值,压力测点分别为p 5和p 7.作为对照并增加试验的可靠性,实验中在气库靠近阀门的端部也进行了压力测量,测点为p 6,参见图1.通过p 5、p 6得到的声功定义为声功1,由p 5、p 7得到的声功定义为声功2.为了保证测量过程中通过阀门的气体物性均匀,在连接管道上布置了冷却水管道,对管路和阀门进行冷却.图3 热声发动机结构简图和声功输出位置图示Fig.3 Schematic of thermoacoustic engine and meas 2urement locations实验中全部采用计算机对压力数据进行实时采集和分析处理.压力数据采集系统由压力传感器、放大电路、采集卡、PIV 计算机和基于Labview 软件自行开发的程序组成.压力传感器采用德国生产769第3期孙大明,等:变负载法研究热声发动机的声功输出特性的线性硅压电传感器,型号为KP Y 246R.数据采集卡和Labview 软件均由美国国家仪器公司提供,采集卡型号为PCI 21200,12位精度,采样频率为100kS/s ,Labview 软件版本为6.1.3 实验结果3.1 恒定加热功率下加热温度和声功输出的变化图4给出了输出声功P 和加热温度t 随阀门开度的变化,左边纵坐标显示声功值,右边纵坐标显示加热温度值,系统充气压力为2.6M Pa ,气库容积为500mL ,实验中保持加热功率为(1530±25)W .由图可见,输出的声功值随阀门开度增大而增加,在阀门开度从7圈增大到8圈时声功值增幅最大,这是因为阀门流量系数在这个开度范围内迅速增大,流阻陡减.在阀门开度为9圈时得到113W 的最大声功输出.实验中测得的声功1在数值上略小于声功2,变化趋势基本相同.加热温度(热源温度)也随着阀门开度的增加而升高,与声功值的变化趋势相似,因此后文所述声功均为声功2.图4 阀门开度对声功输出的影响Fig.4 Effect of valve opening on power output图5给出了试验中各点压比(该点最高压力与最低压力的比值)随阀门开度的变化情况,布置在发动机环路上的p 1、p 2、p 5点一直保持较高的压比,当阀门打开后其压比值逐渐下降,在阀门开度从7圈增加到8圈时压比迅速减小;而位于气库处的p 6和p 7点压比随着阀门开度增大而增大,且在7圈到8圈时斜率陡增,这也与阀门流量系数的变化有关.由于布置在谐振管上,靠近压力波节,因此p 3处的压比一直较小.3.2 恒定加热温度下加热功率和声功输出的变化实验中保持加热温度基本不变,在阀门调节过程中改变加热功率使加热温度始终处于(665±5)℃,系统充气压力为2.6M Pa ,气库容积为500mL.由图6可见,发动机的声功输出先是随着阀门图5 阀门开度对发动机压比的影响Fig.5 Effect of valve opening on pressure ratio开度增大而增加,在阀门开度7圈时达到最大,随后减小,最大声功输出达到116W .声功输出先增大后减小的原因在于在阀门开启之前发动机达到的最高压比为1.145,在阀门开度到达7圈之前,随着阀门开度增大,气库支路的声阻减小,发动机内的声能储存状况受影响较小,声功先随着阀门开度的增大而增大;随着阀门开度继续增大(7圈后),声功输出量增加到一定程度后,严重影响了发动机内的储存能,造成发动机内压比(p 1,p 2,p 3,p 5处的压比)的总体下降,如图5所示,从而导致发动机的声功输出能力减弱.图7显示了阀门开度对加热功率Φ的影响,左边的纵坐标显示了实验过程中的加热温度值,右边的纵坐标显示加热功率值.由图可见,在一定的加热温度下,随着阀门开度增大,发动机吸收的加热功率在减小并且在阀门开度从7圈变到8圈时急剧减小,这与图6中声功输出量由增加变为降低的情况相对应.图6 阀门开度对声功输出的影响Fig.6 Effect of valve opening on power output3.3 阀门开度对阀门前后压力波相位差的影响图8中给出了阀门开度对阀门前后相位差Δφ的影响,p 5和p 6之间的相位差定义为Δφ1,p 5和p 7之间的相位差定义为Δφ2.实验中发现,Δφ1和Δφ2差别不大.阀门开启1圈时阀门前后的相位差约为75°,随着阀门开度增大,相位差逐渐减小.由公式869浙 江 大 学 学 报(工学版) 第40卷 图7 阀门开度对加热功率的影响Fig.7 Effect of valve opening on heatingpower图8 阀门开度对阀门前后相位差的影响Fig.8 Effect of valve opening on phase difference(2)所得的声功输出也逐渐减小,而气库处的压力振幅随着阀门开度增大而增加,由式(2)所得声功输出将增大,因此存在一个最佳的阀门开度使得声功输出达到最大值,如图6所示.在阀门开度为7圈附近时相位差急剧减小,同时p 6和p 7处的压比迅速接近p 2,这是由阀门流量系数剧增引起的.3.4 气库容积对声功输出特性的影响图9给出了充气压力为2.6M Pa ,气库容积分别为250、500、750mL 时的声功输出特性比较,整个实验过程中保持加热温度(665±5)℃不变.从压比图上可以看到在阀门为小开度时,压比曲线的变化趋势相同,随着阀门开度的增加,大气库容积对发动机总体性能影响较大,系统最大压比(p 1处)随着图9 相同充气压力下不同容积气库的声功输出Fig.9 Effect of reservoir volume on power output气库容积的增加而减小.当气库容积为250mL ,阀门开度从7圈增加到8圈时压比略有增加;而当气库容积为750mL 时,阀门开度从7圈增加到8圈时压比急剧减小,此时系统内的储存声能仅能维持基本的压力振荡,从声功输出图上可以看到声功输出接近于0.在声功输出图上,当阀门开度从1圈增加到7圈时,大气库容积对应于大的声功输出.当阀门开度继续增加时,750mL 气库容积对应的声功输出急剧下降,气库和阀门消耗了热声发动机产生的大部分声功.热声发动机作为一种热机,其热效率可以定义为输出声功与输入热量的比值,图10给出了系统效率随阀门开度的变化,实验条件与图9完全相同.由图可见,在阀门开度为8圈之前,750mL 气库对应最大的热效率,500mL 气库次之,250mL 的效率最低.但当阀门开到8圈之后,750mL 气库情况下,效率几乎降到0,而500mL 气库容积下的效率还在增大.从单个气库容积分析,250mL 和750mL 气库容积下在阀门开度调节范围内都有一个最大效率值,而500mL 情况下效率最大值在阀门开度范围内没有出现.从以上分析来看,阀门流量系数影响到了声功的输出,直接导致了声功输出曲线的变化规律,这一影响在阀门开度从7圈增加到8圈时最为明显;气库作为一个声容部件,其容积大小对声功输出和热声发动机性能的影响也是明显的,不同气库容积下的声功输出特性很不相同,这是气库与热声发动机体积匹配的结果.从本试验来看,适合该热声发动机的热声制冷机的空体积应在500mL 左右,如果偏大会造成系统性能的严重下降;如果过小,则不利于声功的引出.图10 系统效率随阀门开度的变化Fig.10 Effect of valve opening on t hermal efficiency4 结 语本文利用变负载法,测量了自制行波热声发动969第3期孙大明,等:变负载法研究热声发动机的声功输出特性机声功输出的大小.在试验的基础上得出声功输出与热声发动机压比、加热功率、加热温度之间的相互影响关系,分析了气库容积和阀门开度对声功输出和系统热效率的影响.在充气压力为2.6M Pa,输入功率为2.3kW,工作频率为51Hz时,从该热声发动机上得到122W的最大声功输出.这一工作为设计与该热声发动机具有良好体积匹配的热声制冷机奠定了基础,并对将来以热声发动机作为供能部件的系统的设计具有重要意义.参考文献(R eferences):[1]RADEBAU GH R.Development of a 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