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热声斯特林发动机热动力学特性的CFD研究-第二部分热声转换特性及热声声流的研究


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低% 温% 工% 程
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热声斯特林发动机热动力学特性的 !"# 研究
第二部分: 热声转换特性及热声声流的研究

r />! ! ! 余国瑶& , % 罗二仓& % 戴巍& % 胡剑英& , % 吴张华& ,

( & 中国科学院理化技术研究所% 北京% &"""5" ) ( ! 中国科学院研究生院% 北京% &"""’6 )

% % 摘% 要: 研究了热声斯特林发动机的声场特性和热力特性, 计算了波动压力和体积流率振幅及 两者的相位差、 截面平均温度以及声功流在系统内的沿程分布, 与实验及预期的趋势相符合。对热 声斯特林发动机内部的 ,78719 声直流进行了研究。通过监测系统内截面的质量流率周期分布特 性观测到 ,78719 直流的存在, 计算了直流量的大小及在系统内的分布特性, 并采用风扇模型抑制 了直流, 给出了直流抑制过程中的系统性能变化。进一步验证了 (:; 研究的有效性。 关键词: 热声斯特林发动机% 热声转换特性% 热声声流 中图分类号: <=#$& , <=##’% % % 文献标识码: >% % % 文章编号: &"""?#$&# ( !""# ) "$?""&&?"#

$%&’( )* %+,-.)’(*/.01 /*’ ’(*/.01 2,-3)-./*1, )3 %+,-.)/1)&4%01 $%0-50*6 +,/% ,*60*,4 7( &40*6 !"#
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% % 收稿日期: !""#?"#?"5 ; 修订日期: !""#?"6?!& 基金项目: 国家自然科学重点基金项目 ( $"$’#"@" ) 支持。 作者简介: 余国瑶, 男, !$ 岁, 博士研究生。

%" !" 引" 言

低! 温! 工! 程

"##$ 年

轴结构, 反馈管、 换热器、 回热器和热缓冲管按原有 顺序布置在其中。谐振腔由 % 等径直管 ( 内径 N# 77 ) , 锥管 ( 内径从 N# 77 到 "## 77) 和气库 ( 内径 "## 77 的等径直管) 组成, 其结构和尺寸与实验系 统相 同。具 体 的 结 构 参 数 和 系 统 运 行 参 数 在 本
[ ’] 1MC 研究的第一部分中有详细论述 。

%&’& 年, 美国 ()*+,) -./*0 大学的 1)2)+3)4 首 先意识到斯特林发动机回热器中的压力波和速度波 的相位关系与行波相位相一致, 提出了无任何机械 运动部 件 的 热 声 斯 特 林 发 动 机
[ %]

。%&&& 年, 美国

5*/ 63.7*/ 实验室的 8.9:;.</ 和 =>?@A 成功研制了 这种行波热声发动机, 其回热器不仅具有行波相位, 而且有高的声阻抗, 从而有效降低了回热器的粘性
[ "] 损失, 实现了较高的热效率 。另一方面, 热声斯

特林发动机内部的流动又是一个复杂的交变流动过 程。随着近年来对热声热机研究的深入, 人们发现 了很多特有的流动现象, 其中较为显著的是 ()B)*0 声流。()B)*0 在对双向进气脉冲管制冷机的数值
[ D] 。随后, 美国 模拟中发现了声直流 ( C1 @3*> ) 现象

图 !" 热声斯特林发动机实验系统示意图 %’() !" *+,-./0’+ 12 -34-5’.-60/7 0,-5.1/+1890’+ *0’57’6( ,-/0 -6(’6-

5*/ 63.7*/ 实验室的 8.9:;.</ 等人在热声斯特林 发动机中证实了这种现象的存在。发动机系统中直 流的存在会严重恶化系统性能, 他们提出用水力非
[ F] 对称元件 E 喷射泵来抑制这种直流 。"##F 年, 日

本名古屋大学的 GH I)B. 等用 5CJ 在热声斯特林发 动机的研究中观测到了这种直流的存在, 但其大小
[ K] 。 和对系统的影响难于在实验中确定

与此同时, 对热声斯特林发动机的整机数值模
[ $] 拟也发展得非常迅速。准一维模型 C)3A.L 等求解

图 #" 拓扑转化后的热声斯特林发动机 数值模型示意图 %’() #" *+,-./0’+ 12 014171(’+/77: +16;-50-< .1<-7

截面积分的线性热声方程组, 计算量小, 求解快, 能 模拟多种实验系统。系统的频率、 波动压力、 体积流 率、 压力速度相位差以及总能流和声功流都能计算 得到, 但无法观测到高次谐波、 高阶振幅和声直流等 非线性现象。二维的 1MC 模拟还没有对热声斯特 林发动机实验系统的热声转换机理及声直流研究的 报道。 在本 1MC 研究的第一部分, 介绍了 1MC 模型、 分析了该模型可行性, 并给出了系统的自激振荡起 振过程
[ ’]

=" 计算结果和讨论 DH %! 系统频率特性 在经过约 $# / 计算时间后, 系统达到 基 本 稳 定。图 D 和图 F 分别给出了稳定周期状态的波形图 和波形的 MMO 分析结果。由于 1MC 模拟从最基本 的守恒方程出发 ( 包含了非线性效应) , 所以在测得 自激振荡的基频率 $’H "D PQ 的同时, 在图 F 中能看 到系统的二阶和三阶频率, 它们分别对应较小的振 幅。 DH "! 波动压力和体积流率分布特性 图 K 和图 $ 分别给出了系统基本稳定状态后体 积流率和波动压力振幅沿轴线在系统内的分布。如 图 " 中所示, 坐标原点设置为谐振管的最左端。 ! 的正方向定义为依次从谐振管到反馈管 ( 从环形流 道部分到圆管部分) , 到冷端换热器, 回热器, 高温 端换热器, 热缓冲管, 最后到次冷端换热器。其中 ! R KH # 7 为谐振管与环路的连接三通处, 回热器位

。在本文中, 将主要研究热声斯特林发动

机的热声转换机理和系统内的热声声流特性。 #" $%& 模型简介 如图 % 所示, 数值模型建立在本研究实验室现 有的行波发动机系统基础上。实验系统由 % 个包含 换热器和回热器等声学部件的环路结构和谐振管组 成。虽然该实际系统是一个三维结构, 但由于流动 基本上是轴对称的 ( 除三通处) , 为减小计算 工 作 量, 将实际系统中的环路结构拓扑转化为如图 " 所 示的同轴结构。转化后的系统中, 环路被重构为同

第! 期

热声斯特林发动机热动力学特性的 "#$ 研究

1*

统内的这种分布满足行波斯特林发动机的内部声场 和阻抗匹配特性。

图 ! 稳定振荡压力波形 "#$% !& ’()**+() ,-.)/0(1 #2 *3-45) 0*6#55-3#02 *3-3) 图 :& 波动压力及其相位在 系统内的沿程分布 "#$% :& ’(0/#5) 0/ ;92-1#6 <()**+() -1<5#3+;) -2; <=-*) #2 *9*3)1

图 7& 稳定波形 ""8 分析 "#$% 7& ""8 -2-59*#* 0/ ,-.)/0(1 #2 *3-45) 0*6#55-3#02 *3-3)

于 %& !’ ( 至 %& %% ( 之间。从图 ! 中可以看到, 在 谐振管中部, 即约 ! ) *& + ( 处有个压力幅值最低 点。此后随着 ! 的增加, 压力振幅不断增加, 进入环 路后, 压力保持高位振荡, 到冷端换热器表面达到最 大值, 随后由于回热器的大阻抗而有明显的下降, 下 降幅度为 +, +-’ ./0, 占最大压力振幅的 1’& ’2 。 压力振幅在热缓冲管内变化不大, 在次冷端换热器 出口恢复到反馈管入口的幅值 +& 113 ./0。考虑到 环路的一半长度与谐振管相比很小, 所以可以认为 环路是系统的一个封闭端, 该处的压力振幅较大, 计 算结果与实验和预期的分布相吻合。根据以上分 析, 认为在谐振管内近似为一驻波场分布, 故在图 % 中看到, 体积流率在波动压力最低点时达到相对最 大值, 在进入环路后由于反馈管声容的分流作用而 不断降低, 在回热器入口处达到相对最小值。在回 热器内部, 由于回热器的体积流控源的作用而略有 增大, 但保持在较小水平, 从而使粘性损耗较小。系 图 3 中给出了波动压力与体积流率的相位差在 系统内的沿程分布。在这里最重要的是回热器内的 相位关系。坐标系的布置与前面的相同。相位差定 义为波动压力相位与体积流率相位的差。很明显, 由于谐振管内的驻波场分布, 在左半部分压力领先 速度接近 4+5 , 随后出现突变, 压力落后速度 4+5 进 入环路部分。在环路中经过反馈管的调相作用, 在 回热器内跨越 +5 , 从 6 45 到 *%5 , 满足斯特林循环的 相位关 系, 具 有 较 高 的 热 声 转 换 效 率。有 分 析 认
[ !] 为 , 回热器中部正的相位差更有利于回热器内的

图 >& 体积流率及其相位在系统内的沿程分布 "#$% >& ’(0/#5) 0/ .05+1) .)506#39 -1<5#3+;) -2; <=-*) #2 *9*3)1

声功产生。体积流率与相位差由于环路与谐振管的 连接三通的存在而出现间断, 这符合质量和能量守

03 恒关系。

低! 温! 工! 程

"##$ 年

图 9" 截面平均温度的沿程分布 图 !" 波动压力与体积流率的相位差的沿程分布 #$%& !" ’()*$+, )* -./0, 1$**,(,23, $2 0405,6 ’./0, 1$**,(,23, $0 1,*$2,1 /0 5., -./0, )* 142/6$3 -(,007(, 6$270 5., -./0, )* 8)+76, 8,+)3$54 #$%& 9" ’()*$+, )* 3()00:0,35$)2/+ /(,/ /8,(/%, 5,6-,(/57(, $2 0405,6

管再进行放大, 另一部分则进入谐振管以维持系统 的振动。图 / 中谐振管内负的声功表示声功是从谐 振管与环路的三通连接处进入谐振管 ( 即与 ! 的正 方向相反) 。

%& %! 温度和声功流的分布特性 图 ’ 中给出了气体截面平均温度的沿程分布。 在谐振管内 ! 约为 %& ( ) 处气体平均温度有个峰 值, 参考图 $ , 可以看到在该点附近是体积流率的峰 值点, 而较大的体积流率势必引起较高的粘性损耗, 所以导致在该点附近有较高的气体温度。同时也观 察到, 体积流率与气体平均温度的峰值点并没有重 合, 气体平均温度的最高点恰好出现在锥管和直管 的连接处附近, 这或许和截面积的突然改变有关系。 在环路中, 气体温度在反馈管内略有升高, 在回热器 和热缓冲管内有相反的温度梯度。由于环路结构势
[ $] 的产生, 所以在这里也看到 必会引起 *+,+-. 直流

回热器内的气体温度并非呈线性分布; 同时热缓冲 管内的气体温度也明显受到声直流的影响, 靠近高 温端换热器的气体温度具有和高温端换热器表面接 近的温度, 随后突然下降至次冷端换热器的表面温 度。 图 / 中给出了声功流的沿程分布。在这里定义 声功流为: " # 0 $ %0 #&0 $ ?1-2 ( !) , $ % $ 0, $ &0 "
图 ;" 声功流的沿程分布 #$%& ;" ’()*$+, )* /3)705$3 <)(= $2 0405,6

%& 3! 热声声流的分布特性 *+,+-. 直流是热声斯特林发动机中存在的热 声声流之一, 会严重影响系统的性能: 一方面, 高温 端换热器的热量不断向冷端传递, 导致温度梯度无 法在回热器内充分建立, 从而影响热声转换效率; 另 一方面, 热量被大量带向次冷端换热器, 导致不必要 的热损失。 *+,+-. 首先认识到了在包含环路的斯 特林系统中存在的这一直流现象, 并给出了直流的
[ %] 表达式: ’" # 4+ [ "0 &0 ] ) " * " + &" , 。本课题在 # 计算中研究了这一直流量的大小和方向, 并提出了 [ ’] 在模拟计算中用 567+.8 的风扇模型 来抑制这一 ? (

$ 分别是波动压力和体积流率的幅值, 而 ! 是波动 压力与体积流率的相位差。声功在回热器内得到明 显放大, 方向为从冷端换热器表面指向高温端换热 器表面, 说明回热器是热声转换的最主要场所, 同时 声功放大方向与热流方向相反。声功在热缓冲管内 略有下降, 但由于直流造成的巨大的温度梯度导致 在缓冲管内靠近次冷端换热器表面还有小量的声功 产生。从次冷端换热器出来的声功一部分进入反馈

直流, 对实际系统中设计喷射泵具有指导意义。

第! 期

热声斯特林发动机热动力学特性的 "#$ 研究

%!

图 %& 中给出了系统达到稳定后, 靠近反馈管的 冷端换热器表面质量流率随计算时间的变化曲线。 对它的周期积分得到了 ’ &( &&) *+ ,- . / 的直流量, 负号表明直流的方向是从冷端换热器到高温端换热 器, 说明其方向与声功传播方向相同, 这与前人的分 析是一致的。直流的正方向在这里定义为图 + 中的 从左至右的方向。图 %% 是 "#$ 模拟计算的直流量 大小在整个系统中的沿程分布。可以看到, 系统的 谐振管内 ( & 0 1 ! 0) 几乎没有直流 ( 因为没有闭合 回路) , 而在环路内, 它的大小都保 持 在 &( &&) *+ ,- . /。如果粗略得用 ! 234, " #+ $( % & ’ ( & $ )来衡量 这一直流量造成的热损失, 可以得出 ! 234, $ 5 &&& 6 ( 系统的加热量约为 7 &&& 6 ) , 可见这一损失是 非常巨大的。图 %+ 是回热器、 高温端换热器和热缓 冲管内的温度分布云图。从图中可以清晰得看到, 热缓冲管的较大部分都保持着与高温端换热器相当 的温度, 而回热器的较大部分则保持着与冷端换热 器相当的温度。这些正是由直流所造成的。 8393:; 直流的存在会对系统性能造成如此严 重的影响, 所以在实验中需要抑制它。 <4=,>4?/ 等 首先提出在实验中利用喷射泵的水利非对称性施加 额外的压降来抑制 8393:; 直流。由于在模拟计算 中直接应用喷射泵存在一定困难, 而本 "#$ 研究应 用的商业软件 #2?3;@ 中的风扇模型具有模拟施加抑 制直流所需要的二阶压降的功能, 所以在这里引入 风扇模型来抑制直流, 观察这一额外压降对系统性 能的影响。这一压降的具体位置布置在靠近冷端换 热器的反馈管内。 图 %) 是直流抑制过程中回热器、 高温端换热器 和热缓冲管内的温度变化图。随着施加的二阶压力 的增加, 回热器内的温度分布逐渐线性化, 温度梯度 在回热器内充分建立起来; 而热缓冲管内的温度也 由原先的抛物状变得较为线性, 由直流所造成的热 损失也大为减小。与此同时, 由于热量更多得集中 在高温端换热器, 高温端换热器内的温度也不断升 高。图 %* 是系统最高压比和直流量随施加的二阶 压降的变化曲线。从图 %* 中可以看到, 随着施加压 力的增加, 直流量在逐渐减小, 系统的最高压比也在 不断升高。这是因为随着温度梯度在回热器内的不 断建立, 热声转换的有效区间不断增加, 热效率不断 提高, 此时压比的升高也就意味着声功的不断增加。 图 %! 是基本抑制直流后回热器、 高温端换热器和热
?

缓冲管内的温度分布云图。此时回热器和热缓冲管 内的温度分布较为线性且层次分明, 说明 8393:; 直 流的影响已经消除。

图 !"# 冷端换热器内质量流率随时间的变化图 $%&’ !"# ()** +,-. /)01 %2 3)%2 )34%120 51)0 1675)2&1/ )* ) +8270%-2 -+ 7-3980)0%-2 0%31

图 !!# 直流量在系统内的沿程分布 $%&’ !!# :/-+%,1 -+ ;< +,-. %2 051 *=*013

图 !># 未加直流抑制时的回热器、 高温端 换热器和热缓冲管内的温度云图 $%&’ !>’ ?1391/)08/1 @%*0/%480%-2 %2 /1&121/)0-/, 51)0%2& 4,-7A )2@ 051/3), 48++1/ 0841 .%05-80 *899/1**%-2 -+ ;< +,-.

($

低! 温! 工! 程

"##$ 年

压力振幅、 体积流率振幅以及两者的相位差, 截面周 期平均温度和声功流的沿程分布; 计算了系统内的 直流量大小及其分布。计算结果表明: 本 %&’ 模拟 不仅可以测得系统的自激振荡频率, 同时还能观测 到高次谐波的存在, 这对于研究谐振管的几何外形 对系统性能的影响是很有帮助的; 压力、 体积流率等 变量的分布趋势揭示了系统内的声场特性和热声转 换特性, 与实验和预期分布趋势能较好吻合; 在谐振 管内几乎没有直流存在, 在环路中则处处相等, 它的 方向为从反馈管到冷端换热器、 回热器、 高温端换热
图 !"# 回热器、 高温端换热器和 热缓冲管内的温度变化图 $%&’ !"# ()*+),-./,) 0%1.,%2/.%34 %4 ,)&)4),-.3,, 5)-.%4& 26378 -40 .5),*-6 2/99), ./2) 93, 0%99),)4. 1)7340:3,0), *)-4 +,)11/,)

器、 热缓冲管, 最后到次冷端换热器; 直流的存在会 对系统造成严重的影响, 在模拟计算中可以采用风 扇模型来模拟施加二阶压降的效果, 并抑制系统内 的声直流。直流抑制后的热声发动机系统具有高的 压比和加热块温度, 与预期结果相吻合, 计算得到的 抑制该直流所需要的二阶压降对实验系统中设计喷 射泵具有指导意义。 参 考 文 献

(! %)*)+,)- . /0 1 *23456,)33 742+,268 )6826)94:) 4+;<),268 =;<) :);4 )69 826)0 >0 1?5@340 75?0 1A0 , (BCB , $$( D ) : (D#E F (D(G "! H;?I:;@3 7,7=2J4 K L0 1 4:)+A5;?5@342? 742+,268 :);4 )6826)0 M;9 4@+), (BBB , GBB : GGD F GGE G! ’;<2N K)N)560 ’% 8;3 J,5=3 26 742+,268 ;6N *@,3)94@O) ?+-5?55,)+30 %+-5?55,)+3 B ,)N24)N O- P0 K0 P533 0 M)= Q5+I, (BBC0 GED F GB" R! H;?I:;@3 7,7=2J4 K L0 1 4:)+A5;?5@342? 742+,268 :);4 )6826):N)9

图 !;# 直流量和压比随二阶压降的变化曲线 $%&’ !;# <= 963> -40 +,)11/,) ,-.%3 !! 1)7340:3,0), *)-4 +,)11/,)

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图 !?# 基本抑制直流后的回热器、 高温端 换热器和热缓冲管内的温度云图 $%&’ !?# ()*+),-./,) 0%1.,%2/.%34 %4 ,)&)4),-.3,, 5)-.%4& 26378 -40 .5),*-6 2/99), ./2) >%.53/. <= 963>

;# 总# 结 在模拟计算达到基本稳定周期状态后, 给出了 系统的热声转换特性, 包括频率特性, 系统内的波动

热声斯特林发动机热动力学特性的CFD研究第二部分:热声转 换特性及热声声流的研究
作者: 作者单位: 余国瑶, 罗二仓, 戴巍, 胡剑英, 吴张华, Yu Guoyao, Luo Ercang, Dai Wei, Hu Jianying, Wu Zhanghua 余国瑶,胡剑英,吴张华,Yu Guoyao,Hu Jianying,Wu Zhanghua(中国科学院理化技术研究所 ,北京,100080;中国科学院研究生院,北京,100039), 罗二仓,戴巍,Luo Ercang,Dai Wei(中 国科学院理化技术研究所,北京,100080) 低温工程 CRYOGENICS 2006,""(5) 1次

刊名: 英文刊名: 年,卷(期): 被引用次数:

参考文献(8条) 1.Ceperley P H A pistonless Stirling engine-the traveling wave heat engine 1979(05) 2.Backhaus S.Swift G W A thermoacoustic Stirling heat engine 1999 3.David Gedeon.R G Ross DC gas flows in Stirling and pulse-tube cryocoolers 1997 4.Backhaus S.Swift G W A thermoacoustic Stirling heat engine:detailed study 2000(06) 5.Ueda Y.Biwa T.Mizutani U Experimental studies of a thermoacoustic Stirling prime mover and its application to a cooler 2004(03) 6.Ward W C.Swift G W Design environment for low amplitude thermoacoustic engine (DeltaE) 1994(06) 7.余国瑶.罗二仓.胡剑英 热声斯特林发动机热动力学特性的CFD研究,第一部分:热声自激振荡演化过程的研究[期 刊论文]-低温工程 2006(04) 8.Fluent 6.0 user's guide 2001

引证文献(1条) 1.周远.罗二仓 热声热机技术的研究进展[期刊论文]-机械工程学报 2009(3)

本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_dwgc200605002.aspx 授权使用:湖南大学(hunandx),授权号:410c90a7-4af7-4c89-adcd-9dbb013cb79e 下载时间:2010年7月22日


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