CN100398816C - 热声发动机多路声功输出法 - Google Patents
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Abstract
热声发动机是利用热声效应，将热能转化为声能从而实现声功输出的声波发生器，它完全没有机械运动部件，具有高度的可靠性。多路声功输出法提出从同一台热声发动机的不同位置同时对负载输出声功。该方法一方面可以大幅度提高热声发动机的声功输出量，提高其效率；同时，也为热声发动机能量的梯级利用提供了借鉴。这意味着热声发动机可以同时驱动多级，甚至多个热声制冷机，这些制冷机工作于不同的温位，可以同时满足不同的需要。
Description
技术领域
本发明涉及热声发动机声功的输出方法，尤其涉及一种热声发动机多路声功输出法。
背景技术
热声效应是热与声之间相互转换的现象，即声场中的时均热力学效应。热声热机本质上是一种通过热声效应实现热能与声能之间相互转化或传输的装置。热声热机不需要外部的机械手段就可以使振荡流体的速度和压力之间建立起合理的相位关系，因此，不需要机械传动部件，大大简化了系统的结构。按能量转换方向不同，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，为热声发动机的工作机理；二是用声来产生热，即声驱动的热量传输，为热声制冷机的工作原理。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。
根据声场特性不同，热声发动机主要分为驻波型、行波型及驻波行波混合型三种型式。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°。驻波热声发动机一般为直线型布置，所有的部件都在一条轴线上。由于驻波场中速度和压力之间的相位差为90°，当板叠处气体速度处于正向最大时，气体在板叠通道中高速向热端极限移动，掠过正向半个周期运动中的绝大部分位移(即掠过大部分的温度梯度)，因此，这一过程应该是加热最强烈的时间段。但此时也正是压力变化最大的时候，气体在这一时段被迅速压缩，压缩过程和加热过程同时发生，从热力学的角度看既不利于压缩也不利于加热，因此造成气体与固体之间传热的滞后，这一热滞后使得当气体运动变缓吸收热量时气体与固体介质之间已经有相当的温差，从而造成很大的不可逆损失。但是我们也应当看到，如果没有热滞后，驻波声场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；同理，当气体经历膨胀过程时，却同时经历气体高速向低温端运动的冷却过程，这样的过程既不利于膨胀也不利于放热。因此，为了在驻波场中实现热功转化就必须采用间距较大的板叠以形成热滞后，使一部分加热发生在压缩过程之后，一部分冷却发生在膨胀过程之后，然而气体同固体间的有限温差热传递造成的不可逆热力过程使整个装置的效率大大降低。
行波热声发动机中回热器填料的空隙尺寸远小于气体热渗透深度，实现了固体与气体间的理想热接触，加热和冷却近似为可逆等温过程。同时，行波声场中速度和压力同相位。在行波热声发动机回热器处，当气体被迅速压缩时，气体运动速度很小，跨过回热器上较小的温度增量，因此可以被高效压缩，而在加热过程中，气体具有最大的正向速度，跨过最大的温度增长区间，而此时压力却变化很小，因此可以实现高效的吸热膨胀过程，从热力学角度来看这无疑是对热能到声功的转换非常有利；同理，当气体进入压力降低阶段后，气体运动速度较小，掠过热声回热器较小的温度区间，所以利于压力的降低，当气体压力降到一定程度时速度变大，温度变化迅速，气体对回热器放热，气体先经历膨胀再放热。从以上分析可以看出行波声场中的热声转换过程自然进行，没有不可逆过程的参与，并且很小的回热器水利半径能够保证气体与回热器的等温传热。因此，行波热声发动机理论上进行的是可逆热声转换过程，可以获得比驻波热声发动机更高的热力学效率。由于纯行波热声发动机声场内的阻抗分布均匀，会在回热器处导致巨大的粘性耗散，因此目前能够取得较高热声转换效率的热声机一般是行波驻波混合型热声发动机，它在结构上包括一个行波环路和一个谐振直路，结合了纯驻波和行波热声发动机共同的优点，热功转换效率可以和内燃机相媲美。如果不做特别区分，一般也把混合型热声发动机称为行波热声发动机，而把纯环路行波热声发动机称为纯行波热声发动机，具体结构可参见附图。
热声发动机是利用热声效应，将热能转化为声能从而实现声功输出的声波发生器，它完全没有机械运动部件，具有高度的可靠性，是脉管制冷机、热声制冷机等交变流动制冷机的理想驱动源。其次，热声发动机所用工作介质(如氮气、氦气等)为环境友好气体，适应了环境保护的趋势。另外，热声热机可直接采用低品位热能(如太阳能、工业废热等)驱动，不仅有利于提高系统的热力学效率，而且对于热能丰富但电能缺乏的场合更具实际意义，如海上钻井平台或内陆边远地区油气田的天然气液化和石油伴生气分离等。因此，近年来关于热声热机的研究一直是国际能源动力领域的热点之一。
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。
发明内容
本发明的目的是提供一种热声发动机多路声功输出法。从而获得更多声功输出、提高热声发动机热效率和火用效率。
它是在同一台热声发动机上同时从2处或2处以上的位置输出声功，用于驱动负载。
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。所述的负载是作为纯声功输出装置的声学负载、脉管制冷机、热声制冷机、发电机或活塞力传动机构。
本发明的有益效果：
如前所述，热声发动机与一般的机械式压缩机不同，其声场分布的空间尺度大，一般为声波长的1/4～1/2，尺寸大小在1m～10m的范围。此外，热声发动机气体工作介质的充注量大。因此，这就为热声发动机声功的集中输出造成了一定难度。从另外的角度看，这也可以成为热声发动机独有的优势。一方面，热声发动机可以在一个较宽的压力振荡强度范围内为负载内提供声功，可同时满足不同负载的要求；另一方面，结合其工作气体充注量大的特点，它可以同时驱动多个负载工作，成为多个负载共同的动力组件。更为重要的是，本发明研究发现，当热声发动机同时对多个负载输出声功时，内部损耗所占比例大大减小，热效率和火用效率得到较大提高。这也是本发明的目的所在。
本发明提出从同一台热声发动机的不同位置同时对负载输出声功，称为热声发动机的多路声功输出法。该方法一方面可以大幅度提高热声发动机的声功输出量，提高其效率；同时，也为热声发动机能量的梯级利用提供了借鉴。这意味着热声发动机可以同时驱动多级，甚至多个热声制冷机，这些制冷机工作于不同的温位，可以同时满足不同的需要。实验结果显示，以氮气为工质，工作压力为2.4MPa，在热声发动机环路声容处压比稳定在1.20的情况下，从环路声容和谐振管处同时输出声功，获得了389.95W的最大声功、11.3％的最大声功输出热效率和16.0％的最大声功输出火用效率，这比单独从环路输出的最大声功和效率分别提高了51.4％，24.6％以及19.4％。而同时输出声功与单独从环路处输出声功相比，从环路声容处输出的声功变化不大。
附图说明
图1行波热声发动机结构和声功输出位置示意图；
图2不同体积气库在不同位置单独输出声功的对比图；
图3单独输出声功和双气库输出声功的声功输出比较图；
图4单独输出声功和两路同时输出声功时的热效率比较图；
图5热声发动机输出声功时加热功率的变化规律图；
图6单独输出声功和双气库输出声功的火用效率比较图；
图7驻波热声发动机的多路声功输出示意图；
图8纯环路行波热声发动机的多路声功输出示意图；
图9多级串联式热声发动机的多路声功输出示意图；
图10同轴型热声发动机的多路声功输出示意图。
具体实施方式
热声发动机内部声场是声功输出的基础，为了维持发动机中的高压比也意味着在谐振管及其它部件中的声功耗散增大，加热量相应增加，从而降低了热声发动机的热效率。同时，热声发动机通常具有较大范围的声场分布，声功难以集中输出，为进一步提高热声发动机的声功输出能力，实现能量的梯级利用，热声发动机声功输出特性研究就显得尤为重要。为此，本发明提出了多路声功输出方案并对其有效性进行了实验验证。试验结果证明本发明提出的热声发动机多路声功输出法可以有效增加热声发动机的声功输出量，并大大提高其热效率和火用效率。
本发明针对一种行波热声发动机上的多路声功输出法给出详细的技术说明和试验过程，而对其它型式热声发动机上的多路输出法仅给出示意图进行说明，它们的工作原理相同，在这里不再赘述。另外，本发明提出的多路声功输出法不仅仅局限于一台发动机同时驱动两个负载的情况，理论上一台发动机可以同时驱动无数多个小负载，从而达到其最高的热声转化效率。在这里，仅以发动机驱动两个R-C负载为例进行对比试验验证。
图1给出了行波热声发动机的结构简图(见邱利民，孙大明，张武，等.大型多功能热声发动机的研制及初步实验.低温工程，2003，28(3)：1～6)，其上布置了4个压力测点，分别为p1、p2、p3和p4。声功测量装置的两个接入位置分别在环路的反馈回路上和靠近三通的谐振管处。装置中两阀门均采用Swagelok公司生产的针阀，其最大流量系数Cv为0.73(阀门型号为SS-1RS10MM，SS-1RS12MM)。通过对阀门热声发动机侧和气库内压力波动的测量，利用公式(1)(2)得到声功输出值。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。
式中，i是虚数单位，γ是定压比热与定比容比热的比值，ω、pm分别为系统的角频率和气体平均压力。消耗在阀门上的声功可以表示为：
式中，|pE|是热声发动机在声功输出口处的压力振幅，θ是pE和pT处压力波动的相位差。显然，阀门上消耗的声功Eload就是热声发动机对负载输出的声功。因此，从热声发动机中输出的声功可以通过对压力振幅和相位的精确测量获得。
实验中我们以N2为工质，工作压力为2.4MPa，为保证环路输出声功的压比品位，在输出声功的过程中，通过调节电加热功率使发动机环路声容处(即图1中的P1处)压比一直稳定在1.20，输出声功的两个位置分别在环路声容处和谐振管处。实验中把环路声容处的气库和谐振管三通附近的气库分别称为第一气库和第二气库。我们先后采用两种实验方案，首先进行第一气库为500ml，第二气库为750ml的实验，为了以后表述的方便，把它称为实验方案1；随后把两个气库的位置对调进行实验，即第一气库为750ml，第二气库为500ml，称之为实验方案2。
热声发动机单路输出时的声功输出
本发明所述行波热声发动机是一台以1/4波长模式工作的热声发动机，如图1所示，该发动机的压比在主冷却器上方达到最大，逆时针沿环路左支路到谐振腔逐渐减小，因此，从热声发动机不同位置输出声功时得到的输出压比和声功输出量不同。图2是在工作压力稳定在2.4MPa，发动机声容处(P1)压比稳定在1.20的情况下单路输出声功时500ml和750ml气库分别在声容处和谐振管处的输出声功对比。图中可见，不同情况下声功输出值随阀门开度的变化趋势相同，都随阀门开度的增加而增大，在从7圈增加到8圈时声功值增长最快，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。从图中还可以看到，单独输出声功时，对于同一个负载，谐振管上输出的声功数值较声容处小，这是因为谐振管处的压比较声容处小(实验中环路P1处压比稳定在1.20时，谐振管处P3压比在1.135左右)，使得输出声功较小。在实验方案1中，单独从环路声容处输出声功，当阀门开度为9圈时最大输出声功为239.38W，而单独从谐振管处气库输出声功时，当阀门开度为9圈时最大输出声功为125.19W；在实验方案2中，单独从环路声容处气库输出声功，当阀门开度为9圈时最大声功输出为257.61W，而单独从谐振管处的气库输出声功时，当阀门开度为9圈时最大声功输出为124.69W。试验结果表明，单独输出声功时，同一个负载，在不同的位置所输出声功的大小和品位是不一样的。500ml的气库能在谐振管处输出124.69W的低品位声功(压比为1.135)，而在声容处能输出239.38W的高品位声功(压比为1.20)，单从数量上看，多输出了47.91％的声功，经计算发现热效率和火用效率也都有较大水平的提高。相对于目前热声发动机的输出能力来说，所用阀门的流量系数和气库容积都远不能使其达到完全声功输出的状态，所以两个气库在同一位置的声功输出规律非常接近。
热声发动机多路输出时的声功输出，热效率以及火用效率
为方便操作，同时也能够把多路声功输出的规律说清楚，在实验中我们采用两路(第一气库和第二气库)同时输出声功的实验方案。实验中发现，声容处输出的声功数值和效率都较谐振管上大，而且受阀门开度的影响也较大，为得到两路同时输出声功的规律，我们在谐振管处气库前阀门全开的情况下，逐渐打开靠近声容处气库前的阀门，并保证声容处压比稳定在1.20。
由图3可以看出，保持声容处压比为1.20，以声容处的声功输出作为考察对象，单独输出声功和两路同时输出声功时在声容处的声功输出曲线基本重合。这说明发动机在两路同时输出声功时，在输出声功的数量上，谐振管处低品位声功的输出对声容处高品位声功的输出没有影响。这也表明，对于同一个负载在同一个位置上影响声功输出大小的主要的因素是压比，其它因素的影响较小。从图中明显可见，两路同时输出声功时，总的输出声功随声容处气库阀门开度的增加而增大，并且在相同的阀门开度下，由于增加了谐振管处的声功输出，总声功比单独从声容处输出的声功显著增加。在实验方案2中单独和两路输出声功时声功输出均达到最大，声容处负载阀门开度为9圈时，两路同时输出的最大输出声功为389.95W，这比单独从声容处输出的最大声功257.61W提高了51.4％。
图4是单独输出声功和两路同时输出声功时的热效率比较。图中可见，在相同的阀门开度下，两路同时输出声功时的热效率比单独从声容处输出声功时的热效率要高得多。当阀门开度为8.5圈时，获得的最大热效率为11.3％(实验方案1)，这比单独从声容处输出声功时的最高效率值9.0％提高了24.6％。
在声功输出过程中，由于保持热声发动机靠近环路声容处的压比为1.20，整个热声发动机内的声场分布基本保持不变，所以加热量和加热功率是在不断变化的，加热温度随声功输出量的增加单调升高，加热功率变化曲线如图5所示。热声发动机是以热能驱动的热机，随加热温度的变化，等量的加热量所含有的可用能不同，所以有必要进行火用效率分析以进一步验证多路声功输出法对热声发动机效率提高的有效性。图6是在不同的声功输出方式下，热声发动机的火用效率对比曲线，图中可见，声功两路同时输出时的火用效率比单独从声容处输出声功时的显著增大，单路输出声功时的最大火用效率为13.4％，而双路输出声功时火用效率达到16.0％，提高了19.4％。
从以上的实验结果可以看出，热声发动机与其他机械型式的压缩机不同，它是一种能够多路、梯级输出声功的热机。采用多路声功输出方案时，热声发动机低品位的声功输出对高品位声功输出的大小影响很小，总输出声功、热效率以及火用效率均大为提高。这表明在热声发动机内有富余的声能，采用多路输出的办法，可以获得更多的声功、更大的热效率和火用效率。
图7是驻波热声发动机的多路声功输出示意图(金滔，陈国邦，沈渏.120 K热声驱动脉管制冷机.低温工程，2001，122(4)：34-38)，驻波热声发动机依靠驻波声场内的热声效应进行工作，通常在热声发动机的主冷却器处达到最大压比，并在该处引出声功。如图所示可以同时在谐振管上设置其它的声学负载进行声功输出，提高其效率；
图8是纯环路行波热声发动机的多路声功输出示意图(T.Yazaki，A.Iwata，T.Maekawa，et al.Traveling wave thermoacoustic engine in a loop tube.Phys.Rev.Lett.1998，81(15)：3128-3131)，可以在环路内多个位置上同时进行声功输出；
图9是多级串联式热声发动机的多路声功输出示意图(D.L.Gardner，G.W.Swift.A cascade thermoacoustic engine.J.Acoust.Soc.Am.2003，114(4)：1905-1919)，多级串联式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。可以如附图所示在多个位置同时设置声功输出口；
图10是同轴型热声发动机的多路声功输出示意图(杨梅，罗二仓，李晓明，等.同轴型行波热声热机的实验研究.低温与超导，2002，30(4)：5-8)，它的工作过程与前述的行波热声发动机的相似，本质上是一台行波驻波混合型热声发动机，如附图所示可以在其轴向多个位置上同时设置声功输出口。
Claims (3)
1.一种热声发动机多路声功输出法，其特征在于，在同一台热声发动机上同时从2处或2处以上的位置输出声功，用于驱动负载，声功输出位置为声容、谐振管、反馈回路处。
2.根据权利要求1所述的一种热声发动机多路声功输出法，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所述的一种热声发动多路声功输出法，其特征在于：所述的负载是作为纯声功输出装置的声学负载、脉管制冷机、热声制冷机、发电机或活塞力传动机构。
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2006
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Patent Citations (4)
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| 大型多功能热声发动机的研制及初步实验 第一部分 热声发动机的研制. 邱利民等.低温工程，第总第132期. 2003 |
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| 热声发动机驱动阻容负载的实验研究. 包锐等.低温工程，第总150期. 2006 |
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