直线电机驱动双作用行波热声热泵的理论与实验研究

赵阳陈燕燕罗二仓周 远

(1中科院低温工程学重点实验室中科院理化技术研究所 北京 100190；2中国科学院大学 北京 100049)

直线电机驱动双作用行波热声热泵的理论与实验研究

赵阳1，2陈燕燕1罗二仓1周 远1

(1中科院低温工程学重点实验室中科院理化技术研究所 北京 100190；2中国科学院大学 北京 100049)

采用蒸气压缩循环的传统热泵在较低的环境温度工况下工作时，其运行效果及效率均有所下降，对此本文首先提出了一种全新的热泵系统，即由直线电机驱动的双作用行波热声热泵环路系统，并在模拟优化计算的基础上取环路系统中的一个独立单元搭建了系统测试实验平台。通过改变运行工况，对双作用热声热泵的核心部件进行了初步测试，实验结果验证了计算模型的准确性，且实验重复性较好。在现有实验条件下，环境温度－20℃，供热温度50℃，热泵核心部件净消耗声功不超过200 W，单元热泵实验台的泵热量最高可达到260 W，此时制热COP可达到2.1。通过调节声场特性改变输入到系统中的声功，在上述温度工况下可获得最大制热COP为2.4；如果环境温度升高至0℃，系统制热COP还可以提升至3.0以上。

低温热泵；行波双作用；热声热机；交变流动

能源已成为当今人类社会不可或缺的重要组成部分，随着科学技术的发展，人类对能源的依赖也日趋增长，能源短缺和环境污染等问题变得日益突出，“节能减排”已经成为一个世界性问题。而中国的发展模式和能源结构决定了“节能减排”的重要性。随着人民生活水平和日常需求的提高，通常在我国建筑能耗占社会总能耗的1/3左右，而建筑能耗中，北方地区采暖能耗就占到了全国建筑总能耗的24.63%[1]。因此，如何在保证居民生活水平、确保生活和工作环境舒适度的前提下，减少北方地区冬季采暖能耗具有非常重要的意义。而热泵作为一类环境友好、消耗少，效率高的空气调节系统已经在这一领域发挥着它的作用。K.J.Chua等[2]在一篇关于热泵发展的综述中也明确指出，热泵已成为能源回收再利用的关键技术，而与此同时更多创新技术也将被广泛需求。

当然，热泵作为近几十年才开始蓬勃发展的新技术也面临着挑战，蒸气压缩式传统热泵在循环温差提高的过程中性能变差的问题更是制约了热泵的应用范围。Wang Ruixiang等[3]在传统空气源热泵基础上增加了一部分毛细管辅助循环，提高压缩机吸气密度，使用非共沸混合物R407C为制冷剂，使系统在环境温度－10℃工况下可以稳定运行。考察新系统在北京地区冬季建筑供暖的实际运行效果与传统热泵比较，制热量是传统热泵的3倍，COP提高了35%。Li Xianting等[4]计算并搭建了空气源吸收式热泵系统，用于提供生活热水，选用溶液为 H2O/LiBr和NH3/LiNO3。该系统分别在四个城市进行了适用实验，节能率在18% ～42%之间，在环境温度－10℃，冷凝器温度50℃的工况下，使用NH3/LiNO3的热泵其制热COP可达到1.2。Ho-Saeng Lee等[5]搭建了以R32/R152a混合物为制冷剂的水源热泵测试平台，并在相同制冷/制热量条件下与R22系统进行比较，冬季热泵工况为－7/41℃。实验结果表明采用该混合制冷剂可使压缩机耗功减少13.7%同时COP提高15.8%，同时混和制冷剂的充注量与R22系统比较也减少了26.8%，此工况下系统COP可达到3.0以上。Dong Ho Kim等[6]在模拟优化计算的基础上建立了双级压缩空气-水源热泵，采用 R134a和R410A分别做两级的制冷剂，实验结果表明，在环境温度－7℃，泵热量15 kW的工况下，随热端入口水温需求升高，系统COP呈现下降趋势，在水温25℃时COP可达2.5以上，当水温升高到55℃时，系统COP降至1.9～2.0之间；同时降低环境温度也会使系统COP大幅度下降。Wei Yang[7]在中国湘潭建立了直接膨胀式土壤源热泵实验系统，并与传统土壤源热泵进行比较，运行效果有一定的提高:温度工况设定冷端蒸发温度4.8℃和13.5℃，热端冷凝温度为50℃，获得的平均制热COP为4.73。

低温热泵技术近年来不断推陈出新，在传统结构基础上不断改进，清华大学石文星[8]总结了近年来热泵系统的优化方法，包括液体/蒸气喷射技术、室外换热器优化、余热蓄热及新型融霜技术等等。本文结合热泵系统的理论优势，提出了一种全新的电驱动双作用行波热声热泵系统，该热泵采用直线压缩机驱动，工作在较低的环境温度下以模拟我国北方冬季的寒冷天气，与传统热泵比较，该新式热泵系统的优势在于:采用氦气为工质对环境无污染，同时通过声波震荡实现能量转换，系统压比远低于传统压缩机，运行更加稳定高效；采用直线电机可使系统结构更简单，其内除活塞外无其他运动部件，活塞运动依靠电磁共振便于维护且寿命更长；与传统热泵不同，增大循环温差更有利于热能与声能充分转换，因此该热泵的研究对解决传统热泵的局限性有重要的意义及促进作用。

1 基本原理

新型双作用行波热声热泵系统结构如图1所示，其中双作用的概念源于双作用斯特林热机，是指压缩活塞与膨胀活塞同时集于一个活塞，其前后端面分别起到压缩和膨胀的作用。该系统由三个完全相同的部分组成，每一个部分都包括双作用压力波发生装置和热泵核心单元；沿着声功的输入方向，热泵核心单元各部分依次包括次低温换热器、热缓冲管、高温换热器、回热器和主低温换热器等部分，其结构如图2所示。每个热泵单元的工作状态理论上应完全一致，三个热泵单元的边界具有周期性，两两之间相同位置的波动压力及体积流率的相位差为120°，因此系统能够通过结构实现声场、流场的调相。热泵核心单元中回热器内体积流率与波动压力之间的相位差在10°～30°之间处于行波声场。该热泵系统理论上具有潜在的高效率，与双作用斯特林热机相比最大的优势在于:使用热缓冲管解决了斯特林系统中膨胀活塞必须位于低温区的问题；采用直线压缩机使整个系统形成共振，通过调节输入电压轻松改变制冷/泵热量。

图1 双作用行波热声热泵系统结构示意图Fig.1 Schematic of the travelling-wave thermoacoustic heat pump

2 系统设计优化

实验室已开发研制完成的直线压缩机采用氦气为工质，谐振频率80 Hz，最高工作压力5 MPa，热泵入口处直线压缩机活塞的振动位移幅度为6.5 mm，活塞直径75 mm。本文通过计算设计了可以与现有压缩机匹配的热泵核心单元:高温换热器设计供热温度为50℃，考虑实际使用目的是为严寒地区提供冬季供暖，故热泵低温换热器设计工作温度为－20℃。依据线性热声学基本原理[9]，通过数值模拟确定和优化热泵核心部件结构尺寸，本文采用美国Los Alamos国家实验室Swift等[10]开发的用于模拟计算热声装置及其它一维声学装置的软件:DeltaEC(Design-Environment for Low-Amplitude Thermoacoustic Energy Conversion)，针对不同功效部件的特性对其结构进行模拟，并计算系统整体运行效果，最终确定每个部件的结构参数。本文设定系统COP为优化目标，通过计算得到热泵核心部件的基本结构尺寸及其性能参数如表1、表2所示。

图2 热泵单元各部分结构示意图Fig.2 Detail of one heat pump section

表2 双作用行波热声热泵独立热泵单元运行效果Tab.2 Simulation result of operation performance in one single unit of the TWTAHP system

3 计算结果分析

3.1 热缓冲管对热泵性能的影响

热缓冲管壁厚增加将会导致管壁轴向导热带来的漏热增加从而影响热泵中能量转换，但本文中循环温差最大为70 K，此项损失对泵热量的影响非常小。如图3所示为热缓冲管长度变化对系统泵热量和COP的影响，泵热量随着热缓冲管长度增加不断减小，而COP随着热缓冲管长度的增加会出现峰值。因此在优化过程中可参考COP的最大值选取合适的热缓冲管长度。

图3 热缓冲管长度变化对系统泵热量/COP的影响Fig.3 Performance curve with changing the length of buffer tube

3.2 换热器对热泵性能的影响

换热器是整个热泵系统中进行热量交换的最重要部件，实现不同流体间充分热交换和控制流体流动阻力往往是矛盾的，在减小换热器水力半径增大单位体积内换热面积的同时总是会增加粘性损失。本文中的换热器均采用单程管壳式换热器，管束采用等三角形叉排，工质在管程，载热/冷流体在壳程。此处仅以高温换热为例考察换热器设计优化的主要影响因素。图4给出了高温换热器的不同管束直径在不同孔隙率下能够获得的最高COP，可以看到管束直径对COP的影响较大，管束直径越小系统能获得的效率就越高，同时孔隙率的改变对COP的影响也更加明显。当固定孔隙率为0.3时，管束直径0.1 mm时，COP为2.9；管束直径2 mm时，COP为2.46。管束直径扩大了20倍，COP下降了约16%。

图5给出了管束直径和孔隙率变化对系统泵热量的影响，随着孔隙率的增加，泵热量会逐渐减小，管束直径越大，泵热量随孔隙率变化的趋势越明显。同时，相对不同的管束直径均有对应的最优换热器长度，因此在确定热泵单元结构尺寸时需综合考虑到主要影响因素。

图4 不同管束直径不同孔隙率下对应的COP变化Fig.4 COP curve with changing in the diameter and volumetric porosity of tubes in HX

图5 不同管束直径不同孔隙率下对应的泵热量变化Fig.5 Heating capacity curve with changing in the diameter and volumetric porosity of tubes in HX

3.3 回热器对热泵性能的影响

热声系统中最为关键的热力部件是回热器，此处的回热器需要很大的换热面积，其水力半径通常小于流体的热穿透深度，固体介质的横向尺寸要小于材料的热穿透深度，本文选用了不锈钢丝网作为回热器内部填充物。图6和图7分别为不同丝径丝网在不同孔隙率下对系统COP和泵热量的影响。

从图中可以看到在任何丝径参数下，随孔隙率增加，热泵系统的COP和泵热量均会出现先增大后减小的趋势，即存在对应的最佳值。其中，曲线获得的极值点均随丝径的增加不断向孔隙率降低的方向偏移。最优COP可以达到2.7，最优泵热量可以达到2250 W。同理，回热器长度的选择也要依据丝网参数进行合理匹配。

图6 不同参数丝网型回热器对系统COP的影响Fig.6 COP curve with changing in different wire mesh regenerator

图7 不同参数丝网型回热器对系统泵热量的影响Fig.7 Heating capacity curve with changing in different wire mesh regenerator

4 单元热泵实验结果及分析

单元热泵实验台可以用来验证计算模型的可靠性及预测双作用系统中可能出现的问题。单元实验台的主要结构包括:一组对置式压缩电机、一组热泵核心单元和一组对置式膨胀电机。压缩电机提供热泵单元入口所需要的声功，膨胀电机回收热泵出口声功，通过调节压缩电机输入电压和膨胀电机外接电阻改变膨胀电机的电阻抗调节系统声场，模拟双作用行波热声热泵的工作模式。

可控制和调节的参数主要有:系统平均压力、运行频率、泵热温度、环境温度、压缩机活塞位移/膨胀侧活塞位移、热泵进出口体积流率相位差等。表3给出了本文实验中所用热泵单元的结构参数。表4给出了两组对置式电机的基本工作参数。

本文搭建的单元实验台结构图如图8所示，实物照片见图9所示。依据双作用环路系统的计算结果，压缩机需要提供2000 W以上的声功才能实现预期的泵热量，但实际实验中受到现有压缩机的限制只能提供600 W左右的声功，从而使泵热量的结果会与计算设计有一定差异。

表3 热泵单元各部分结构参数Tab.3 The structure of the heat pump section in TWTAHP system

实验过程中，通过调节低温换热器中加热棒的加热量控制低温换热器的温度以模拟环境温度；通过调节辅助散热风冷盘管中的循环水流量和外部风量控制泵热量温度；通过调节压缩机输入频率和电压可以控制压缩机运行参数；通过调节膨胀电机外部电路中的外接电阻值，可以控制热泵单元进出口体积流率相位差和入口体积流率幅值从而可以改变热泵单元中的声场特性。

实验系统中的温度测量均采用中国科学院理化技术研究所低温计量站标定的铠装铂电阻温度计，标定区间为52 K～373 K，测量精度0.1 K，温度漂移系数＜0.01%/℃。高温换热器的温度测点布置在高温换热器的进出口处的储液器中，温度计超过2/3全部进入水中；低温换热器的温度测点布置在其轴线对称位置，温度计插入换热器铜块中。系统压力测量测点分别布置在压缩电机压缩腔、膨胀腔和膨胀电机背腔；采用昆仑海岸传感器技术中心研制的压阻式压力传感器测量系统平均压力和压缩腔波动压力，量程0 ～10 MPa，精度±0.25%，最高响应频率1000 Hz；采用PCB压电式压力传感器精确测量两端电机的压力波动。

表4 对置式电机基本工作参数Tab.4 Linear pressure wave generator parameters

图8 单元热泵实验台原理图Fig.8 Schematic of the single unit of the TWTAHP system

4.1 可重复性实验

在充气压力4 MPa，运行频率84.6 Hz，供热温度50℃，环境温度－20℃时，同时固定两端电机运行参数，进行多次重复实验。针对我们最关心的泵热量、热泵单元消耗声功和系统COP获得的实验曲线分别如图10～图12所示。

从实验结果来看，本文中实验系统在上述工况下运行较稳定，由于COP需通过二次计算得到，曲线略有偏差，从整体性能参数的实验结果来看，实验重复性较好。

图9 单元热泵实验台照片Fig.9 The photograph of testing experimental apparatus

4.2 不同温度工况下实验结果及分析

通过改变在低温换热器处提供的低温热源加热功率，本文测试了单元热泵系统在不同环境温度下的运行效果。保持充气压力为4 MPa，工作频率84.6 Hz，泵热温度恒定在50℃，此时改变低温端环境温度分别为－20℃、－10℃和0℃，电机参数与前述实验保持一致。

图10 三次实验泵热量对比Fig.10 Curves of heating capacity in the three same experiments

图11 三次实验热泵单元消耗声功对比Fig.11 Curves of consuming acoustic power in the three same experiments

图12三次实验系统COP对比Fig.12 Curves of heat pump COP in the three same experiments

图13 为不同环境温度下，热泵单元消耗声功随膨胀机外接电阻变化的曲线。随环境温度下降，热泵需要消耗的声功就越大，即循环要想在增大温差的情况下实现预期效果必会以消耗输入功量为代价，这与传统热泵是一致的。

图13不同环境温度下热泵消耗声功曲线Fig.13 Curves of consuming acoustic power indifferent environment temperatures

图14 所示为泵热量随环境温度的变化情况，在本文实验条件下环境温度对泵热量的影响并不明显，原因主要是输入声功较小，泵热量基数小。但与图13比较可知环境温度对消耗声功的影响大于对最终系统泵热量的影响。

图14 不同环境温度下泵热量变化曲线Fig.14 Curves of heating capacity in different environment temperatures

图15 不同环境温度下热泵COP变化曲线Fig.15 Curves of heat pump COP in different environment temperatures

因此，我们可以在图15中看到该热泵系统的COP随温度的变化也是十分显著的。在－20/50℃工况下，我们获得最大泵热量260 W，此时制热COP 为2.1；通过调节膨胀电机外接电阻改变声场和声功量输入，我们在该工况下可以获得最大制热COP将近2.4。同时，如果升高环境温度至0℃，系统性能会有大幅度提升，此时制热COP可超过3.0，此时也有将近250 W的泵热量。

5 结论

本文针对传统热泵在低环境温度工况下效率低、运行成本高等问题首先提出了一种新式热泵系统，即直线电机驱动双作用行波热声热泵系统，之后在模拟优化计算的基础上设计了一个单元实验热泵测试实验系统。

1)模拟计算得到如下结论:在热泵核心部件各结构尺寸参数中，对系统性能影响最大的是回热器部分，回热器应尽量选择丝径小且孔隙率高的填充物。在长度适宜的前提下，换热器孔隙率对系统影响较小，而换热器内管束直径对系统影响较大；

2)依据数值模拟的优化计算，设计了单元热泵实验系统。在环境温度－20℃，供热温度50℃时，单元热泵实验台可提供260 W泵热量，此时制热COP可达到2.1。实验可重复性非常好，验证了系统稳定性；

3)环境温度改变对系统制热性能的影响非常显著，提高环境温度至0℃，制热COP可以提升至3.0以上，而泵热量也可以达到250 W左右。

电驱动双作用行波热声热泵技术有着非常广阔的应用前景和市场，但是技术还不够成熟，关键机理还需要进一步深入研究。

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Numerical Simulation and Experimental Study on a Linear-compressor Driven Traveling-wave Thermoacoustic Heat Pump

Zhao Yang1，2Chen Yanyan1Luo Ercang1Zhou Yuan1

(1.The Key Laboratory of Cryogenics of CAS，Technical Institute of Physics and Chemistry，CAS，Beijing，100190，China；2.Graduate University of Chinese Academy of Sciences，Beijing，100049，China)

Heat pump systems，offering economical alternatives in recovering waste heat from different sources for various industrial，commercial and residential applications，is considered to be a very environmentally-friendly heat and power transfer system.In this paper，to solve the problems of traditional vapor compression heat pump，a novel travelling-wave thermoacoustic heat pump(TWTAHP)is presented to meet the requirement of working in ultra-low temperature.Base on the theoretical simulation and structure optimization，we have built an experimental apparatus for preliminary test，which is only one single unit of the whole TWTAHP system.Results show that the simulation and the testing results were agreeable as expected.Under the－20℃ environment temperature and the 50℃heating temperature，we could obtain a maximal COP of 2.1 and 260 W heat pumping capacity for one single unit by consuming acoustic power less than 200 W.Furthermore，a COP above 3.0 was achieved when the cold temperature was raised to 0℃.

ultra-low temperature heat pump；travelling-wave double-action；thermoacoustic machine；cyclic flow

TQ051.5；TB61＋1

A

0253－4339(2014)05－0007－07

10.3969/j.issn.0253－4339.2014.05.007

罗二仓，男(1967－)，博士，中国科学院理化技术研究所研究员，中科院低温工程学重点实验室主任，(010)82543750，E-mail:Ecluo＠mail.ipc.ac.cn。研究方向:新型制冷，热声技术，太阳能利用。

国家科技部基础研究项目(2010CB227303)资助项目。(The project was supported by the National Basic Research Program of the Ministry of Science and Technology(No.2010CB2273037).)

2013年12月13日

About the corresponding author

Luo Ercang(1967－)，Ph.D.，professor and director，the Key Laboratory of Cryogenics，Technical Institute of Physics and Chemistry，(010)82543750，E-mail:Ecluo＠mail.ipc.ac.cn. Research fields:novel refrigeration technology，thermoacoustic technology，and solar energy utilization.