直线压缩机驱动的超高温双作用行波热声热泵

童 欢 罗二仓

(1中国科学院低温工程学重点实验室 北京 100190)(2中国科学院研究生院 北京 100049)

1 引言

人口和经济的迅速增长加速了能源的消耗和枯竭，而对能源不合理开发和利用，不仅造成了能源的浪费，也给环境带来了严重的污染。能源和环境的问题一直是社会关注的焦点。城市污水［1］、船舶柴油机余热［2］、油田污水、化工工艺［3］中的热能等若不加以利用，其能量的损失是相当巨大的。热泵技术的发展使得这部分能量得到了有效的回收，它是回收和利用低位热能的有效手段之一，是一种利用少量高品位能量、将低品位热能的温度提高到更高水平的制冷装置，在节约能源和提高能源利用率方面显示出越来越重要的地位。

但是，常规热泵技术不能提供足够高的热端温度，在工质的选择和制热效率方面也需要有进一步的研究。近期，中国科学院理化技术研究所［4］提出了双作用行波热声转换流程，比传统带有声功回收装置的发动机或制冷机更加便于相位的调节。利用此原理将直线压缩机与热声热泵连接成一个环路，其结构较现有的热声制冷/热泵系统更为简单，运行更加高效可靠。对于高温热声热泵而言，其工质为氦气或其它惰性气体，既不存在任何爆炸的危险无环保问题，并且在高温范围内依然保持较高的效率。鉴于这些特点，高温双作用行波热泵具有重要的研究价值和应用前景。

直线压缩机驱动的双作用高温热声热泵由3个完全相同的直线压缩机和3个完全相同的行波热泵首尾相连而形成一个环路，因其结构的对成性，导致了每个单元热泵进出口的体积流率相位差为120°。直线压缩机驱动热泵的工作流程图如图1所示，其中热泵的具体结构如图2所示。

图1 直线压缩机驱动双作用行波热泵流程图Fig.1 Flow chart of double-acting traveling-wave thermoacoustic heat pump driven by linear compressors

图2 双作用行波热声热泵结构图Fig.2 Structure of double-acting traveling-wave thermoacoustic heat pump

当声功从热泵左端向右端传递时，通过在回热器内发生的热声转换效应，将声功的消耗转化成为温差的产生以及热量的传递，使得热泵室温端换热器从低温环境中吸取热量，由高温端换热器放出，实现低品位能量向高品位能量的转化，提高能量利用率。

采用美国Los Alamos实验室开发的热声模拟软件DeltaEc进行计算［5］。设计条件为:直线压缩机压缩活塞直径为75 mm，位移为6.5 mm，系统平均压力5 MPa，频率80 Hz，环境温度设定为40℃，热泵室温换热器温度维持在环境温度，高温换热器温度为150℃，进出口处体积流率相位差为120°。热泵前后的活塞均作绝热处理，满足进出口处声功与总能流相等。热泵前后空管段的长度至少为90 mm，保证能和直线压缩机相连接。

2 不同回热器结构和换热器结构下热泵性能的比较

2.1 采用不同的回热器结构

回热器是热声系统最为核心的热功转换部件，在其狭窄的流道中，来回振荡的气体与周围的固体介质之间发生复杂的热力过程(包括压缩、膨胀以及热交换等)，实现声功的产生、放大或者泵热效应。在行波热声系统的回热器中，理想的热声效应依赖于气体与固体间的等温热交换，所以要求回热器内部填充物的水力半径远小于气体的热穿透深度以满足良好的换热性能;同时，回热器的流动阻尼要尽量小。回热器的结构在很大程度上决定了热声系统性能的好坏。

气体在回热器中有很大的温度梯度，回热器是一个暂时存储热量的装置，在气体振荡的一半周期内从气体吸收热量，而在另一半周期内将热量放给气体，正是通过这种热量的输运来实现声功与热能的转换与输运。热声系统中换热器则要进行时均的热交换，从外部吸收热量或者将热量传递给外部热源［6］。因此回热器和换热器的热力设计在系统设计中尤为重要。

首先对回热器结构进行优化，在设计不同回热器结构时，换热器均采用翅片型换热器，在DeltaEc中对应的模块为HX。

2.1.1 采用丝网型回热器(STKSREEN)

目前，大多数热声发动机和制冷机的回热器都是采用不锈钢丝网进行填充的。丝网型回热器的机构如图3所示。

图3 丝网型回热器结构图Fig.3 Structure of stacked-screen regenerator

通过使用DeltaEc软件对热泵各部分尺寸不断进行反复优化，优化的原则是为了得到系统最大的相对卡诺效率并且保持较高的泵热量。最终得出热泵采用丝网型回热器时各部件的尺寸，如表1所示。在此结构下计算得出热泵的COP为2.59，相对卡诺效率为67.33%，热泵的泵热量为1 152.5 W。

表1 采用丝网型回热器(STKSCREEN)热泵的优化尺寸Table 1 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting STKSREEN

行波热声系统一般都采用丝网型回热器，但只要水力半径足够小，也可以尝试采用板叠式回热器。W Pat Arnott等人［7］对有不同形状横截面积的板叠式回热器的性能进行了系统的理论研究，指出横截面积为平行流道的板叠式回热器的性能最佳。本文计算板叠回热器时采用了两种不同形状流道的回热器STKSLAB和STKRECT，其结构图和优化结果如下所示。

2.1.2 采用无限宽板叠式回热器STKSLAB

板叠式回热器STKSLAB适用于平行流道的计算，其结构如图4所示。

图4 板叠型回热器结构图Fig.4 Structure of stacked-plate regenerator

采用板叠型回热器(STKSLAB)热泵结构的优化尺寸如表2所示。在此结构下计算得出热泵的COP为2.84，相对卡诺效率为73.73%，热泵获得的泵热量为729.91 W。热泵COP和相对卡诺效率相比于采用丝网填充的回热器有较大的提高，因为气体通过板叠式回热器所产生的摩擦阻力损失比丝网型回热器小，在此结构下板叠式回热器有着更高的热声转化效率，但获得的泵热量有所减少。

表2 采用板叠式回热器(STKSLAB)热泵的优化尺寸Table 2 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting STKSLAB

2.1.3 采用有限宽度板叠回热器STKRECT

板叠式回热器STKSLAB适用于方形流道的计算，其结构如图5所示。

采用板叠型回热器(STKRECT)热泵结构的优化尺寸如表3所示。在此结构下计算得出热泵的COP为2.85，相对卡诺效率为74.02%，泵热量为1 028.6 W。

图5 板叠型回热器STKRECT结构图Fig.5 Structure of STKRECT

表3 采用板叠式回热器(STKRECT)热泵的优化尺寸Table 3 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting STKRECT

从以上优化计算的结果可以看出，采用第三种板叠式的回热器即STKRECT，能使系统达到最佳的性能，不仅相对卡诺效率较高，泵热量也能保持在一个较高的水平。这与W Pat Arnott等人的分析稍有出入，有待进一步的研究。

2.2 采用不同的换热器结构

在热声系统中采用的换热器一般都为间壁式换热器，即冷热流体被一固体壁面隔开，通过壁面进行热量的交换。主要采用翅片时换热器和壳管式换热器，翅片换热器用紫铜线切割而成，管壳式换热器用不锈钢管焊接而成。因为室温端换热器2的换热量很小，只是将热缓冲管一侧过度到室温，一般的翅片换热器既能满足要求，高温端换热器的换热量是所需要利用的热量，室温换热器6的换热量是从低温环境中吸收的热量，故这两个换热器需要有良好的换热性能。计算时回热器均采用丝网型回热器。

2.2.1 高温端换热器采用管壳式换热器TX

只将高温端的换热器替换成管壳式换热器，其余两个换热器依旧为翅片式换热器，热泵结构的优化尺寸如表4所示。在此结构下计算得出热泵的COP为2.76，相对卡诺效率为71.86%，泵热量为1 461.3 W。与2.1.1节中的优化结果比较可知，采用管壳式换热器后热泵的性能得到了较大的提升，说明在此系统中使用管壳式换热器的换热效果更佳，能达到更佳的换热效果。

表4 仅高温端采用管壳式换热器(TX)热泵的优化尺寸Table 4 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting TX at high temperature heat exchanger

2.2.2 高温端换热器4和室温端换热器6采用管壳式换热器TX

将高温端的换热器和室温换热器6替换成管壳式换热器，室温换热器2依旧为翅片式换热器，热泵结构的优化尺寸如表5所示。在此结构下计算得出热泵的COP为2.91，相对卡诺效率为75.80%，泵热量为2 178.5 W。所得的结果较只使用一个管壳式换热器时有了更好的提升。

2.3 采用板叠型回热器以及管壳式换热器的优化结果

由以上分析可知，在此系统中，分别用板叠式回热器STKRECT和管壳式换热器TX均能使热泵性能有较大的提升，所以可以考虑用以上计算得出的最优组合，即同时采用板叠式回热器STKRECT和管壳式换热器TX，其结构的优化尺寸如表6所示。在此结构下计算得出热泵的COP为3.16，相对卡诺效率为82.28%，泵热量为1 823.9 W，相比于之前结构的性能有了显著的提高。

表5 高温换热器和室温换热器6采用管壳式换热器(TX)热泵的优化尺寸Table 5 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting TX at both high temperature and room temperature heat exchanger

表6 采用板叠式回热器以及管壳式换热器热泵的优化尺寸Table 6 Dimensions of thermoacoustic heat pump adopting stacks and TX heat exchanger

3 热泵在不同室温温度和不同的高温端温度下的工作性能

不论是工业废水，船舶柴油机余热，油田污水等可以利用的废热温度都不是固定的，温度范围为30—60℃。而人们日常生活和工业生产中需要利用的热水温度也是不同的。对于原油加热集输系统需要100℃以上的温度，精馏化工行业对130℃以上热源的需求量很大。因此本文模拟计算了上述热泵结构尺寸下在不同环境温度和不同热端温度下热泵的工作性能，如图6—图9所示。由图可知，在同一热端温度下，热泵的相对卡诺效率和其泵热量均随着室温换热器温度的升高而降低;在同一室温温度下，热端温度越高，其对卡诺效率和泵热量越大。而热泵COP和室温换热器6吸热量的变化情况正好相反。计算结果显示当热泵的热端温度与环境温度的温差越大，热泵能够达到更高的热力效率。这意味着高温双作用热声热泵在为获得更高温度的热量时有着更大的优势，为满足工业需求有着更好的发展前景。

4 结论

通过改变回热器和换热器的结构类型获得了能够达到较高效率和较大泵热量的热泵结构，获得的热端泵热量可达1 823.9 W，热泵系数COP为3.16，相对卡诺效率为82.3%。并通过计算发现当热泵的热端温度和环境温度的温差越大时能够达到更佳的工作效果。

图6 相对卡诺效率在不同室温和热端温度下的变化Fig.6 Relative Carnot efficiency of heat pump vs.different room temperature and hot-end temperature

图7 热泵COP在不同室温和热端温度下的变化Fig.7 The COP of heat pump vs.different room temperature and hot-end temperature

图8 热泵泵热量在不同室温和热端温度下的变化趋势Fig.8 Pumping heat of heat pump vs.different room temperature and hot-end temperature

图9 热泵室温换热器吸热量在不同室温和热端温度下的变化趋势Fig.9 Heat absorbed by room temperature heat exchanger vs.different room temperature and hot-end temperature

虽然高温双作用行波热声热泵有着很好的发展前景，但是对其研究还有很多工作要做。本文只采用了DeltaEc热声软件进行计算，而此软件的计算模型有着较多的简化，热声热泵实际中运行情况尚不明确，应该通过更多的计算模型去模拟校核，通过实验去发现改进问题，这是今后需要进一步完成的工作。

1 李亚峰，陈 平.利用热泵技术回收城市污水中的热能［J］.可再生能源，2002(6):23－24.

2 刘世杰，俞文胜，蔡振雄，等.高温热泵回收船舶柴油机余热的应用分析［J］. 集美大学学报，2010，15(2):133－136.

3 胡 斌，王文毅，王 凯，等.高温热泵技术在工业领域的应用［J］. 制冷学报，2011，32(5):1－5.

4 罗二仓，戴 巍，胡剑英，等.一种双作用单级行波热声系统:中国，201110082230.3［P］.

5 Ward W，Clark J，Swift G.Design environment for low－amplitude thermoacoustic energy conversion(DeltaEc)，Version 6.2，Users Guide［M］.Los Alamos National Laboratory，LA－CC－01－13，2008.

6 Swift G W.Thermoacoustics:A unifying perspective for some engines and refrigerators［M］.Acoustical Society of America Publications，Sewickley PA，2002.

7 Arnott W P，Bass H E，Raspet R.General formulation of thermoacousticsforstacks having arbitrarily shaped pore cross sections［J］.Acoustical Society of America，1991，90(6):3228－3237.