CN101054960A

CN101054960A - 多谐振管热声发动机

Info

Publication number: CN101054960A
Application number: CNA2007100686425A
Authority: CN
Inventors: 孙大明; 邱利民; 肖勇; 王波
Original assignee: Zhejiang University ZJU
Current assignee: Zhejiang University ZJU
Priority date: 2007-05-15
Filing date: 2007-05-15
Publication date: 2007-10-17

Abstract

本发明公开了一种多谐振管热声发动机。它是在热声发动机上同时设置2个或2个以上的谐振管。所述的热声发动机是行波热声发动机、驻波热声发动机或行波驻波混合型热声发动机。所述的谐振管为等直径管、变直径管或二者的组合。本发明优化一热声发动机内的声场分布，减少热声回热器粘性流动损失，抑制管道内的非线性效应，提高发动机的自适应能力，达到提高热功转换效率的目的；此外，本发明通过耦合不同的谐振管结构，可以很方便地调节热声发动机的工作频率，优化热声发动机与其驱动的脉管制冷机等负载的频率匹配。

Description

多谐振管热声发动机

技术领域

本发明涉及发动机，尤其涉及一种多谐振管热声发动机。

背景技术

现代工业生产、空间技术以及军事工程等都对低温制冷机的可靠性和寿命提出了越来越高的要求。已广泛应用的分置式斯特林制冷机和G-M制冷机不能完全满足这些要求，其关键原因在于这些机械制冷机中至少存在着两个运动部件：压缩机和排出器，它们成为影响制冷机长期可靠运转的主要障碍。20世纪六、七十年代出现的脉管制冷机，由于没有低温端的机械运动部件，从而提高了可靠性和寿命。经过最近十多年的理论和实验研究，目前脉管制冷机已经逐渐进入了实用化阶段。

然而，脉管制冷机仅仅消除了低温端的运动部件，它仍需要机械压缩机在室温端进行驱动。如何在驱动源层面上彻底消除机械运动部件，进而构造出完全无机械运动部件的低温制冷系统，是彻底解决低温制冷机可靠性问题的关键所在。热声发动机的出现，提供了一种极为有效的解决途径。当然，热声发动机作为一种输出机械功的热机，其应用不只是作为脉管制冷机的驱动源，还可以应用在其它动力系统中，例如，可以直接连接声电换能器或其它多种声学负载。

根据声场特性不同，热声发动机主要分为驻波型、行波型两种型式。行波声场中速度波和压力波动相位相同，而在驻波声场中二者相差90°。驻波声场中速度波和压力波相差90°，理论上不能产生声功，它是以降低热力学效率为代价来产生声功的；驻波型发动机板叠的间距一般应大于气体的热渗透深度，以实现只有部分气体与板叠产生有限的热接触。行波热声发动机的回热器由尺寸足够小的填料构成，其间隙尺寸远小于气体热渗透深度，以保证填料任何一部分中的气体温度基本上与该处的填料温度相同，实现固体与气体间的理想热接触。

由于驻波型热声发动机的运行是基于内部不可逆的热力学循环，其气体和板叠之间的不可逆换热导致的熵增限制了驻波型热声发动机的效率，其热力学效率往往不可能很高，一般都在15％以下。而行波热声发动机类似与Stirling热力学循环，其过程本身是可逆的，因此行波热声发动机的效率在理论上高于其过程不可逆的驻波型热声发动机。正因为如此，利用行波声场的热声机械越来越受到人们的关注。

压比是评价热声发动机的重要参数之一，其定义为波动压力的最大值与最小值之比，它决定了热声发动机输出声功的品位。理论和实验均表明，热声发动机压比越大则越有利于驱动脉管制冷机或其它热声制冷机获得更低的制冷温度和更大的制冷量。通常高频脉管制冷机为了获得70K以下的低温需要1.20以上的压比。目前，国际上在研行波热声发动机的压比在1.2左右，最高压比可达1.31。谐振管结构的不合理是限制热声发动机压比的因素。谐振管的作用一方面是将回热器(或热声板叠)中产生的自激振动在其中发生谐振，以使振动得到加强；另一方面是在回热器或板叠处形成高阻抗，以减小回热器处的损耗；此外，谐振管是热声发动机内声场的主体，对工作频率的大小起着决定作用。虽然热声发动机中的谐振管是一根结构简单的管路，但是，随着声压强度提高，其声波传输机制十分复杂，是一个伴随着粘热耗散的非线性传播过程。最新研究表明，谐振管的结构尺寸决定了其品质因数，并影响着发动机内非线性效应的强弱，如果能对谐振管结构进行优化，使其品质因数达到最大，则可以实现最高的发动机性能。

匹配对热声发动机驱动脉管制冷机等负载来说是非常重要的。这是由于热声发动机与脉管制冷机工作频率的巨大差异造成的。脉管制冷机通常的工作频率相对较低，而热声振荡频率却相对较高，一般为几十到几百赫兹范围。这样当把两者联接起来时，就必须考虑它们之间的匹配问题。基于两者的频率特性，匹配的目标应该是尽量使它们的最佳工作频率相对接近。对于热声驱动器来说，其工作频率要尽可能降低，以便与脉管制冷机匹配工作。而目前对热声发动机工作频率进行调节的常用手段是改变工质类型、改变谐振管长度和直径等，但这些手段在实践中受到不同程度的制约。此外，有研究表明，如果一味通过延长谐振管的方式降低发动机频率，则会引起发动机工作频率的跳变，使其频率变得更高和不稳定。

综上所述，谐振管在热声发动机中起着至关重要的作用，但是谐振管的优化设计又受到诸多方面的限制。首先，在某一工况下只存在一个最佳的谐振管结构尺寸，当发动机的工作状态改变时，谐振管就不能发挥应有的作用；其次，目前热声发动机的机构尺寸较大，严重制约了其实用化进程，而热声发动机的主体部分就是谐振管；再次，基于目前对声波传输特性的认识，线性热声理论是唯一有效的设计工具，非线性热声理论还刚刚起步，而谐振管具有较强的非线性效应，因此还不能单纯根据现有理论对谐振管实现最优化设计。

发明内容

本发明的目的是提供一种多谐振管热声发动机。不仅有利于改善回热器附近声场分布，减少热声回热器粘性流动损失；而且还可以对热声发动机的工作频率进行调节。

多谐振管热声发动机是在热声发动机上同时设置2个或2个以上的谐振管。

所述的热声发动机是行波热声发动机、驻波热声发动机或行波驻波混合型热声发动机。所述的谐振管为等直径管、变直径管或二者的组合。

本发明优化热声发动机内的声场分布，减少热声回热器粘性流动损失，抑制管道内的非线性效应，提高发动机的自适应能力，达到提高热功转换效率的目的；此外，本发明通过耦合不同的谐振管结构，可以很方便地调节热声发动机的工作频率，优化热声发动机与其驱动的脉管制冷机等负载的频率匹配。

附图说明

图1双谐振管行波热声发动机结构示意图；

图2双谐振管驻波热声发动机结构示意图；

图3三谐振管串级型热声发动机结构示意图；

图4双谐振管同轴型热声发动机结构示意图；

图5谐振管结构尺寸对末端压力振幅的影响示意图；

图6谐振管结构尺寸对输入声功的影响示意图；

图7谐振管结构尺寸对入口体积流率的影响示意图。

具体实施方式

热声发动机的谐振管通常是一具有特定内径的直管，为了实现1/4波长声场条件，在直管末端常设置气库。单谐振管行波热声发动机具有行波环路和一个谐振直路，谐振管末端设置一气库。该发动机具有依次连接的主冷却器、回热器、加热器、热缓冲管、反馈回路、声容、直流抑制部件，谐振管从三通处引出。单谐振管驻波热声发动机具有依次连接的高温腔、热端换热器、热声板叠、冷端换热器，谐振管通过管径过渡管与冷端换热器连接，谐振管的末端也设置一气库，谐振管的部分或全部可为锥形管。

本发明针对一种多谐振管行波热声发动机给出详细的技术说明和具体实施过程，而对其它型式热声发动机上的多谐振管结构仅给出示意图进行说明，它们的工作原理类似，不再赘述。另外，本发明提出的多谐振管调节法不仅仅局限于一台发动机同时设置两或三个谐振管的情况，理论上一台发动机可以同时设置三个以上的谐振管，从而更好地优化回热器声场分布，减少回热器粘性流动损失和调节热声发动机的工作频率。在这里，仅以发动机设置两个或三个谐振管为例进行说明。尽管没有在结构示意图上标出，但需要指出的是，为方便对每个谐振管进行单独调节和测试，在谐振管的入口处可以设置阀门。

如图1所示，双谐振管行波热声发动机中的热声环路主要由直流抑制部件1、主冷却器2、热声回热器3、加热器4、热缓冲管5、副冷却器和导流器6、反馈回路7、声容8、顺序连接组成。在热声环路上同时设有第一谐振管9和第二谐振管10，所述热声环路是热声能量转换的场所，第一谐振管9和第二谐振管10分别连接在热声环路的三通处。一方面通过改变第一谐振管9和第二谐振管10容腔的体积可以改变谐振管支路的阻抗大小，从而改变流经声容的体积流的大小与相位，调整回热器附近的压力-体积流相位使之接近行波相位，优化回热器的声场分布。第一谐振管9和第二谐振管10共同作用，使回热器内达到压力和速度同相位，实现高效热功转换过程。此外，可同时从第一谐振管9和第二谐振管10两处调节谐振管长度和直径来达到调节热声发动机的工作频率的目的，优化热声发动机与其驱动的脉管制冷机等负载频率的匹配。

如图2所示，双谐振管驻波热声发动机主要由第一谐振管9、第二谐振管10、热端换热器11、热声板叠12、冷端换热器13、高温腔14组成。在驻波热声发动机上同时设置第一谐振管9和第二谐振管10，对热声板叠所处声场进行优化，并调节驻波热声发动机的工作频率。

如图3所示，三谐振管串级型热声发动机在直线型拓扑结构上实现了驻波和行波声场的结合，本质是行波驻波混合型热声发动机。该串级型热声发动机主要由主冷却器2、热声回热器3、加热器4、第一谐振管9、热端换热器11、热声板叠12、冷端换热器13、高温腔14组成，该型式使该型热声发动机的结构得到简化，也是一种有前途的热声机械。如图所示，在串级型热声发动机同时设置第一谐振管9、第二谐振管10和第三谐振管15，实现声场优化，并调节串级型热声发动机的工作频率。

如图4所示，双谐振管同轴型热声发动机主要由主冷却器2、热声回热器3、加热器4、副冷却器和导流器6、第一谐振管9组成，同轴型热声发动机本质上是一台行波驻波混合型热声发动机，在同轴型热声发动机2个位置上同时设置第一谐振管9和第二谐振管10，两个谐振管可具有不同的结构尺寸。

为从机理上对多谐振管热声发动机做出解释，我们以谐振管为研究对象，建立数学物理模型，通过求解得到谐振管的声学传输特性。为计算方便把谐振管简化成一等直径的细长直管和与之相接的一个腔体，事实上长直管可以是其它各种非等直径的管道，如锥管、不同直径管道的组合，腔体也可以是圆柱体、球体等。我们把长直管称为谐振管，腔体称为气库。在计算中采用高纯氮气为工质，保持工作压力为2.27MPa，工作频率25.3Hz，设定输入压力振幅为5.0×10⁴Pa。谐振管的直径为29mm。通过改变末端气库的容积和谐振管的长度对谐振管的传输特性进行研究。

图5是不同谐振管长度和气库容积下，末端压力振幅的变化情况。可以看到，在一定工作条件下，谐振管对压力振幅具有明显的放大作用，最大的压力振幅达到5.0×10⁵Pa，振幅放大系数达到10。在特定末端气库容积下，末端压力振幅随谐振管长度的变化而变化，每一个气库容积下都有一个末端压力振幅的峰值。

图6是不同谐振管结构尺寸下，输入声功的变化情况。图中可见，谐振管的声功传输能力随其结构尺寸在大范围内变化，在特定的气库容积和谐振管长度下其声功传输能力可以达到千瓦级，具有很强的声功传输能力。如果再增加谐振管直径，传输能力还会进一步增强。气库容积越大，输入声功的峰值也就越大。

图7是不同谐振管结构尺寸下，谐振管入口体积流率的变化情况。图中可见，通过调节谐振管的长度可以使其入口体积流率达到4.5×10^-2m³/s以上。通常，单谐振管行波热声发动机在谐振管直径为100mm时，入口体积流率在1.0×10^-2～1.0×10^-1m³/s之间，4.5×10^-2m³/s是一个与单谐振管热声发动机谐振管入口流率相当的一个值。通过增大谐振管的直径和末端气库容积，谐振管入口体积流率的提升空间还很大，可以超过1.0×10^-1m³/s。

综上所述，谐振管是具有显著声传输特性的声学部件，在特定的结构尺寸下，它具有一定的压力振幅放大能力、声功传输能力和入口体积流率的承载能力，说明谐振管这种结构可以很好地对声波进行传输。更重要的是，把这种结构耦合进热声发动机系统必将对系统内的内声场产生较大影响，通过优化谐振管的结构尺寸可以使热声发动机内实现合理的声场分布或声阻抗分布，这正是本发明的理论依据。

Claims

1.一种多谐振管热声发动机，其特征在于在热声发动机上同时设置2个或2个以上的谐振管。

2.根据权利要求1所述的一种多谐振管热声发动机，其特征在于所述的热声发动机是行波热声发动机、驻波热声发动机或行波驻波混合型热声发动机。

3.根据权利要求1所述的一种多谐振管热声发动机，其特征在于所述的谐振管为等直径管、变直径管或二者的组合。