CN100458148C - 一种带有渐扩截面谐振腔的热声发动机 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，包括热声转换器和谐振腔，所述谐振腔为渐扩截面谐振腔，其小截面端与热声转换器的声功输出端相连接。热声转换器可布置在渐扩截面谐振腔的单侧或两侧；热声转换器为行波热声转换器或驻波热声转换器，其功能是实现热能到声能的转换；在一定频率下，本发明的结构参数可使热能到声能的转换效率最高；本热声发动机的谐振管具有多重作用：可控制热声系统的频率；通过消除谐波的产生控制系统的压比；可储存声能；与等截面谐振管相比，采用渐扩截面的锥形谐振管可以达到减小粘性耗散，消除激波或者高次谐波，提高系统压比的目的。

Description

一种带有渐扩截面谐振腔的热声发动机

发明领域

本发明涉及一种采用热能产生声波的热声发动机，特别是涉及一种用渐扩截面谐振腔来抑制激波产生、降低损失，并从而提高压比和热声转换效率的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机。

背景技术

热声发动机是一种无污染，无运动部件的新型热机。热声发动机主要包括热声转换器和谐振腔。热声转换器有行波热声转换器和驻波热声转换器。行波热声转换器主要由声功反馈管、声容腔、回热器冷端放热器、回热器、回热器高温端加热器、热缓冲管和热缓冲管冷端放热器顺序连接组成。驻波热声转换器主要由高温腔、高温加热器、回热器和冷端放热器顺序连接而成。与热声转换器相连接的谐振腔有多重作用：(1)调节系统的共振频率；(2)储存声能；(3)影响热声系统的压比。因为动量方程中的非线性项的存在，采用等直径谐振腔的热声发动机内会产生激波或者高次谐波(Y.Il’inskii etal.Nonlinear standing waves in an acousticalresonator.J.Acoust.Soc.Am.，104：2664-2674，1998)。以往热声发动机中压比主要靠热声转换器部分的结构参数，或者改变系统运行参数如热端换热器的温度来实现。然而，影响热声发动机的压比还决定于热声发动机中谐振腔的设计。

发明目的

本发明的目的就是针对以上的问题，提出一种可以降低粘性耗散，消除激波或者谐波，进而提高压比的带渐扩截面谐振腔的热声发动机。

本发明的技术方案如下：

本发明提供的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，包括热声转换器A和谐振腔B，其特征在于，所述谐振腔B为渐扩截面谐振腔，该渐扩截面谐振腔B的小截面端与热声转换器A的声功输出端相连接。

所述热声转换器A布置在渐扩截面谐振腔B的单侧或两侧。所述热声转换器A为行波热声转换器或驻波热声转换器；所述行波热声转换器主要由声功反馈管77、声容腔88、回热器冷端放热器11、回热器22、回热器高温端加热器33、热缓冲管55和热缓冲管冷端放热器66顺序连接组成；所述驻波热声转换器主要由高温腔99、高温加热器33、回热器22和冷端放热器11顺序连接组成。所述的行波热声转换器布置成环路型结构或同轴型结构。

所述渐扩截面谐振腔B为一根两端截面积小、中部截面积大的管子。所述渐扩截面谐振腔B为一根截面渐扩的谐振管和一个不小于10倍谐振管体积的空腔连接构成。所述渐扩截面谐振腔B的截面形状为圆形、椭圆形、方形或者三角形。所述渐扩截面谐振腔B的为锥度管腔体、正弦曲线管腔体或喇叭形管腔体。

热声发动机内的粘性耗散主要发生在回热器与谐振腔两个部件内。本发明可以有效地降低谐振腔内的粘性耗散。回热器内的粘性损失与压力和速度的相位相关，在这里我们主要讨论谐振腔中的粘性损失。当一声波沿着谐振腔传播时，因为管壁是刚性的，所以管壁附近的气体工质粘附于管壁，速度为零，而远离管壁的气体工质所受到管壁的约束小，速度比较大，于是在谐振腔半径方向上产生了速度梯度。这样各层气体工质之间会有一个相对运动，气体工质中的质点受到内摩擦力或成为粘滞力的作用而产生耗散。热声发动机系统的谐振腔内的声波衰减系数α为：

$\mathrm{\α}\≈\frac{1}{{\mathrm{ac}}_0}\sqrt{\frac{\mathrm{\η\ω}}{2{\mathrm{\ρ}}_0}}$

其中η为一比例系数称为流体的切变粘滞系数，a为谐振腔的半径，ω为系统的频率。可以看到，声波衰减系数与谐振腔的半径成反比，与频率的平方根成正比，所以，应用渐扩截面谐振腔的热声发动机可以有效地减小粘性耗散。

本发明还可以抑制在等直径管中激波或者高次谐波的产生。因为cos ωt·cosωt＝(1+cos2ωt)，所以水力和热力方程中的非线性项会从基频中产生2ω的振荡。一旦这些2ω的声波存在，因为cos ωt·cos 2ωt＝(coswωt+cos3ωt)/2，就会与基频振荡相互作用，产生3ω的振荡，最终产生共振频率为f_n＝na/2Δx的高次谐波，其中n为正整数，a为声速，Δx为谐振腔长度。在等直径谐振腔中，高次谐波频率为基频的整数倍，所以这些高阶的谐波产生的振荡会伴随着共振一起发生，升到很高的幅度，最后产生激波。而在渐扩截面的谐振腔中，虽然有非线性效应将能量输送到正整数倍于基频的高次谐波中，因为渐扩截面管路中的共振的高次谐波并不是基频的整数倍，所以高次谐波产生的振荡在谐振腔中就不是处于共振状态，其结果是阻止了能量从基频向高频转换，消弱了高次谐波，进而消除了激波。

采用锥形或其它渐扩截面谐振腔抑制声波的非线性传输可以从如下无粘流体的动量方程得到定性解释：

$\frac{\∂u}{\∂t}+u\frac{\∂u}{\∂x}=-\frac{1}{\mathrm{\ρ}}\frac{\∂p}{\∂x}---\left(1\right)$

方程(1)中左边的第二项是非线性项，在线性声学近似下，该项很小可以忽略。但另一方面，由于热声发动机谐振腔的驻波特性，在谐振腔中存在速度势，即 $\frac{\∂u}{\∂x}\≠0.$ 通常的般情况是：对于等直径的谐振腔来说，靠近谐振腔封闭的两端的气体速度较小，而远离封闭端的气体速度则逐渐增大。在实际的热声系统，随着声压幅度增强，线性化近似将不再成立，这样必然伴随着声波的非线性传输过程，即基频模式的能量由于非线性的作用而向其它高阶频率模式转换。高阶频率模式的声波在粘热作用下耗散更快更大，因此，最终限制了声压的进一步增长。但是，如果能够改变谐振腔截面形状，将封闭端的流通截面缩小，而远离封闭端的流通面积逐渐扩大，则可能使速度势减小甚至接近0，这样，即使由于声压的增加导致速度的增加，由方程(1)左边第二项所产生的非线性效应也会大大下降或者得到消除，于是来自于热声声激励或者往复运动活塞声激励的就可以有效地集中在基频模式，使基频模式声压的增长不再受制于谐振腔的非线性传输和耗散。

基于上述原因，渐扩截面谐振腔可以提高压比，现在我们以三种不同锥度的谐振腔为例说明其效果。在三种示例中，谐振腔的材料为不锈钢，长度为5m，右端面222(也就是截面积大的一端)的直径为150mm，图1为等直径的谐振管的示意图。我们应用商用软件Fluent6.0对不同的锥度，不同的频率的谐振腔进行数值模拟。给定222端面为不同频率的正弦压力波，压力幅值为0.61*10⁵Pa，计算谐振腔111端面(靠近水冷器侧)的压力振幅以对比谐振腔提高压比的效果。计算结果如图2所示，可以看出：对等直径管(直径为150mm)谐振管，系统的共振频率为37Hz左右，其111端面的压力幅值约为6.5*10⁵Pa；对111端面直径为100mm而222端面直径为150mm的渐扩截面谐振管，其共振频率为43Hz左右，111端面的压力幅值达到7.7*10⁵Pa左右，为等直径谐振管的1.2倍左右；对111端面直径为50mm而222端面直径为150mm的渐扩截面谐振管，其共振频率57Hz左右，111端面压力幅值达到8.5*10⁵，为等直径谐振腔的1.30倍。通过三种示例的对比，可以看到，在222端面压力波动一定的情况下，随着谐振腔锥度的增加，111端面的压力幅值也随之增加。

附图说明

图1为已有技术中的等直径的谐振管的热声发动机，其中，A为驻波型热声转换器，谐振管连接一谐振腔444，进口端面111的直径为150mm，右端面222的直径也为150mm；

图2为图1中的所描述谐振腔在右端面222为一相同的振荡压力的边界条件下，111端面上通过数值计算所得到的振荡压力幅值的对比；

其中：—▲—为等直径谐振管(直径为150mm)的压力幅值曲线；

—◆—111端面直径为100mm(222端面直径150mmm)的压力幅值曲线；

—●—111端面直径为50mm(222端面直径150mmm)的压力幅值曲线；

图3为谐振腔的几种截面形状示意图；

其中：a为圆形，b为椭圆形，c为方型，d为三角形；

图4为谐振腔的截面变化规律示意图：

其中：e为等锥度扩展，f为正弦曲线扩展，g为喇叭形扩展；

图5为本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的一实施例，其中：热声转换器A为行波型热声转换器，其相连接的是锥形内壁的谐振腔B；因为谐振腔B的截面是渐扩的，在右端形成一个比较大的容积，可以替代替图1中的谐振腔444。

图6为本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的另一实施例，其中：热声转换器A为驻波型热声转换器，与其相连接的是锥形内壁的谐振腔B；因为谐振腔B的截面是渐扩的，在右端形成一个比较大的容积，可以替代替图1中的谐振腔444。

图7为本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的再一实施例，其中：热声转换器A为行波型热声转换器，其相连接的是锥形内壁的谐振腔B的半径在x轴方向变化符合指数规律。

图8为本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的一实施例，其中：热声转换器A为驻波型热声转换器，与其相连接的谐振腔B半径在x轴方向变化符合指数规律。

图9为对称布置的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其中热声转换器A为行波型热声转换器，渐扩截面谐振腔B半径在x轴方向变化符合正弦曲线变化规律。

图10为对称布置的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机机，其中热声转换器A为行波型热声转换器，渐扩截面谐振腔B半径在x轴方向变化符合正弦曲线变化规律。

图11为一带有渐扩截面谐振腔的热声发动机机，其中热声转换器A为同轴结构的行波热声转换器，谐振腔的截面呈喇叭形渐扩。

具体实施方式

下面结合图5，图6具体描述本发明的整体功能与工作原理。由图可知，本发明提供的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，包括热声转换器A和谐振腔B，其特征在于，所述谐振腔B为渐扩截面谐振腔，该渐扩截面谐振腔B的小截面端与热声转换器A的声功输出端相连接。

所述热声转换器A布置在渐扩截面谐振腔B的单侧或两侧。所述热声转换器A为行波热声转换器或驻波热声转换器；所述行波热声转换器主要由声功反馈管77、声容腔88、回热器冷端放热器11、回热器22、回热器高温端加热器33、热缓冲管55和热缓冲管冷端放热器66顺序连接组成；所述驻波热声转换器主要由高温腔99、高温加热器33、回热器22和冷端放热器11顺序连接组成。所述的行波热声转换器布置成环路型结构(如图5、7和9所示结构)或同轴型结构(如图11所示结构)。

所述渐扩截面谐振腔B为一根两端截面积小、中部截面积大的管子。所述渐扩截面谐振腔B为一根截面渐扩的谐振管和一个不小于10倍谐振管体积的空腔连接构成。所述渐扩截面谐振腔B的截面形状为圆形、椭圆形、方形或者三角形。所述渐扩截面谐振腔B的为锥度管腔体、正弦曲线管腔体或喇叭形管腔体。

图5是本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的一实施例，行波型热声转换器A的热端换热器33和冷端换热器11采用的是紫铜制成的平行板叠，中间的回热器22是由不锈钢圆筒中间填充不锈钢丝网制成，热缓冲管55主要用来提供振荡的热绝缘，尽可能多的减少热端换热器的热量损失，所以这个系统没有任何运动部件。采用电加热棒加热，冷却水流过冷端换热器1把废热带走。当回热器中的温度梯度超过本系统的临界温度梯度后，热声发动机起振，稳定后就产生一定的声功。这里采用的是锥形内壁渐扩谐振管，右端的声容逐渐增加，但也没有达到无限大，所以此系统内的波长的介于1/4和1/2之间，。从左到右逐渐增加的截面积使系统有效地抑制激波的产生，而且粘性损失也随着截面积的增加而减小，系统的压比得到了有效的提高。

其关键在于：压力升高时，回热器内的气体经历膨胀过程，而当压力下降时，回热器内的气体经历热收缩的过程。所以，每经历这样一个高压膨胀，低压收缩的过程，回热器内的气体都要做功。产生的声功进入到声波中，然后声波提供振荡的压力和振荡的运动以促进回热器内的气体的膨胀压缩过程，最后复杂的耦合振荡同时出现。在回热器内气体的运动与压力基本出于同一相位，要求回热器的气体工质与回热器之间要有良好的热交换。

图6中的本发明的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的一实施例，驻波型热声转换器A与图5中采用的行波型热声转换器的最主要不同之处在于：回热器振荡的压力与振荡的速度之间的相位差接近90度。但也不是纯的驻波，其相位差一般在85度和95度之间。这样在PV示功图中就有一个非零的面积，系统中可以产生声功。

下面结合附图及具体实例进一步描述本发明：

实施例1：图5中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：行波型热声转换器A本体与锥形渐扩截面的谐振腔相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，可以提高三通出口处的压比。

实施例2：图6中带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：驻波型热声转换器本体与锥形渐扩截面的谐振腔相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，在冷端换热器出口处的压比可以得到显著提高。

实施例3：图7中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：行波型热声转换器本体与指数型渐扩截面的谐振腔相连接，这种形式的配合减小了谐振腔管中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，提高了三通出口处的压比。

实施例4：图8中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：行波型热声转换器本体与指数型渐扩截面的谐振腔相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，在冷端换热器出口处的压比可以得到显著提高。

实施例5：图7中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：对称布置两个行波型热声转换器本体。中间为正弦函数型渐扩截面的谐振腔与两个本体相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，在两个行波转换器的三通连接处的压比可以得到显著提高。

实施6：图7中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：对称布置两个驻波型热声转换器本体。中间为正弦函数型渐扩截面的谐振腔与两个本体相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，在两个热声发动机的冷端换热器出口处的压比可以得到显著提高。

实施例7：图7中的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机的工作方式：同轴行波型热声转换器本体与锥形渐扩截面的谐振腔相连接，这种形式的配合减小了谐振腔中的粘性损失，抑制了谐振腔中的激波，相对于等直径谐振腔而言，可以提高三通出口处的压比。

Claims (10)

1、一种带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，包括热声转换器(A)和谐振腔(B)，所述谐振腔(B)为渐扩截面谐振腔，该渐扩截面谐振腔(B)的小截面端与热声转换器(A)的声功输出端相连接；其特征在于，所述热声转换器(A)布置在渐扩截面谐振腔(B)的单侧，所述渐扩截面谐振腔(B)为一根截面渐扩的谐振管和一个不小于10倍谐振管体积的空腔连接构成。

2、按权利要求1所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述热声转换器(A)为行波热声转换器或驻波热声转换器；

所述行波热声转换器主要由声功反馈管(77)、声容腔(88)、回热器冷端放热器(11)、回热器(22)、回热器高温端加热器(33)、热缓冲管(55)和热缓冲管冷端放热器(66)顺序连接组成；

所述驻波热声转换器主要由高温腔(99)、高温加热器(33)、回热器(22)和冷端放热器(11)顺序连接组成。

3、按权利要求2所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述的行波热声转换器布置成环路型结构或同轴型结构。

4、按权利要求1所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述渐扩截面谐振腔(B)的截面形状为圆形、椭圆形、方形或者三角形。

5、按权利要求1所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述渐扩截面谐振腔(B)的为锥度管腔体、正弦曲线管腔体或喇叭形管腔体。

6、一种带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，包括热声转换器(A)和谐振腔(B)，所述谐振腔(B)为渐扩截面谐振腔，该渐扩截面谐振腔(B)的小截面端与热声转换器(A)的声功输出端相连接；其特征在于，所述热声转换器(A)布置在渐扩截面谐振腔(B)的两侧，所述渐扩截面谐振腔(B)为一根两端截面积小、中部截面积大的管子。

7、按权利要求6所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述热声转换器(A)为行波热声转换器或驻波热声转换器；

所述行波热声转换器主要由声功反馈管(77)、声容腔(88)、回热器冷端放热器(11)、回热器(22)、回热器高温端加热器(33)、热缓冲管(55)和热缓冲管冷端放热器(66)顺序连接组成；

所述驻波热声转换器主要由高温腔(99)、高温加热器(33)、回热器(22)和冷端放热器(11)顺序连接组成。

8、按权利要求7所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述的行波热声转换器布置成环路型结构或同轴型结构。

9、按权利要求6所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述渐扩截面谐振腔(B)的截面形状为圆形、椭圆形、方形或者三角形。

10、按权利要求6所述的带有渐扩截面谐振腔的热声发动机，其特征在于，所述渐扩截面谐振腔(B)的为锥度管腔体、正弦曲线管腔体或喇叭形管腔体。

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