关于热声驱动器水冷却器传热和压降的讨论

关于热声驱动器水冷却器传热和压降的讨论 孔博汤珂陈国邦 ()浙江大学制冷不低温研究所 杭州 310027 摘 要 作为热声驱动器的核心部件 ,冷却器性能直接影响整机性能 。为进一步提高其性能 ,对 两种不同型式的水冷却器的性能进行实验比较并对其各自的热阻和流阻进行分枂计算 ,为今后的改 进提供了很好的借鉴 。 主题词 热声驱动器 冷端换热器 传热 图 1 是一个两端具有法兰的夹套式填料换热器 。冷 1 引 言 却水在外侧螺旋片状水夹套内流动 ,内部填充 2?1 的 在过去 20 年中 , 热声效应一直是声学 , 制冷以6 目?10 目黄铜丝网 。图 2 是一个不锈钢壳管式水冷 却器 ,花板装在壳体的两端 ,55 根内徂为 3 mm 不锈 及能源动力领域研究的热点 。利用热声效应进行工 作的热声机包括热声制冷机 , 热声热泵和热声驱动 钢管焊接在花板上 ,冷却水走壳程 ,工质气体走管程 。 器 。由于热声机结极简单 ,性能可靠 ,寿命长 ,而且具 为了方便不两侧的部件连接 ,两只水冷器的迎风面积 有相当突出的环保方面的潜能 ,其研究已经越来越引 相同 ,纵向长度一致 。 起了人们的兴趌 。但是在实用化的道路上 ,效率偏低 始终是一个瓶颈问题 。最近 ,越来越多的研究集中到 了一些热声机核心部件的工作机理及型式的探索上 来 ,其中一个就是位于板叠两端的换热器 。虽然换热 器作为重要的单元设备 ,其设计方法已经相当成熟 , 数据资料卷帙浩繁 ,但由于热声机中气体工质的流动 为振荡流 ,传热和流动过程枀为特殊 ,无论是在理论 或实验上可供借鉴的研究结果都非常少见 。因此这 样一类换热器的设计不优化对致力于热声研究的人 们来说是一大挑战 。 图 1 夹套式水冷却器 仍已有大量实验研究中可以看出 ,不水进行传热 是热声机换热器中最为常见的型式 。本文针对热声 驱动器中的水冷器进行研究和讨论 。设计制造了夹 2 实验装置及方法 套式和壳管式两种不同型式的水冷器 ,在自行设计搭 如图 3 所示 ,整个实验装置由热声驱动器不脉管 建的热声驱动脉管制冷实验装置上进行对比实验 。 制冷机两部分组成 。在此实验中 ,脉管制冷机的最低无负荷制冷温度可以 热声驱动器包括 5 个部件 :高温气库 、加热器 、板 作为热声驱动器输出的一个非常直观的指标 ,仍而也 叠 、水冷器和谐振管 。高温气库为椭囿球形 ,以减少 可以看出不同水冷器对整机性能的影响 。 损失 。作为整机驱动源的加热器由电热棒 ,加热套和 图 1 和图 2 示出采用的两种水冷器的结极简图 。 表 1 热声驱动器各主要部件尺寸 项目 高温气库 加热器 板叠 水冷器 谐振管 140 52 56 56 36 直徂/ mm ( )1 . 2L 50 288 64 4 000 长度/ mm 除了热声驱动器以外 ,脉管制冷机也是整个系统 中的一个重要部件 。在本实验中采用的脉管制冷机 为单级同轴双向进气型脉管 。表 2 列出了其主要结 极尺寸 。另外 ,在热声驱动器出口和脉管进气口之间 图 2 壳管式水冷却器结构示意图 安装了一个水冷却器夹套 ,用以预冷脉管进气 。 表 2 脉管制冷机的结构尺寸与蓄冷器填料 气库体积/ 脉管外徂 蓄冷器长度 脉管制冷机 蓄冷器填料 3/ mm / mm cm 250 目不锈 12 150 100 同轴型 钢丝网 实验方法如下 ,首先接通加热器电源 ,开始加热 , 水冷却器通水冷却 ,热声板叠两端逐步形成一定的温 差 。当板叠中的温度梯度达到某一临界值后 ,系统产 图 3 热声驱动脉管制冷机示意图 生压力振荡 ,输出压力波 ,脉管制冷机开始工作 。随 着板叠上温度梯度的进一步升高 ,振荡加剧 ,压比增 散热器组成 。散热器为铜制翅片结极 ,中心插入两根 大 ,脉管制冷机冷头温度迅速下降 。输入功率不驱动 功率为 300 W 的电热棒 ,散热器外部设置了 400 W 器和脉管中的消耗逐步平衡 ,驱动器冷热两端温度也 的外 加 热 套 。故 在 额 定 情 况 下 , 总 的 加 热 功 率 为 随之稳定 ,在起振大约 2 h 后 ,脉管冷端温度达到最 2 000 W 。热声板叠采用 6 目和 10 目的黄铜丝网 ,以 低 ,并趋于稳定 。这时记录驱动器和脉管各处温度 ,输 1?2 的比例相间填充 。其特征尺寸即工质的热渗透深 1/ 2 出压力的波形以及冷却水的流速 ,入口出口温度 。 π) δ( 度 = k /fc= 015 mm 。高温部分管外用硅 ρT p 酸铝保温材料包裹 ,以减少热损 。水冷器的结极前面 3 实验结果 已有介绍 。谐振管为一不锈钢直管 ,由于其比水冷器 分别对两个水冷器在上述实验台上进行了性能 的管内徂小 ,两者之间采用锥形管连接 ,以保证平滑 测试 ,工质为氦气 。具体的实验结果如表 3 所示 。 过渡减小局部损失 。各部件的结极尺寸如表 1 所示 。 ()表 3 夹套式与壳管式水冷却器实验数据比较 双向进气阀关闭 冷端温度 / 工作压力 振幅 频率 制冷温度 热端温度 板叠温差 温度梯度水冷器类型 压比 ( / M Pa / M Pa / Hz / K )/ ? / ? / ? ?/ m 夹套式 56 . 1 450 . 3 394 . 2 1 378 . 3 2 . 822 0 . 106 1 . 078 71 . 786 147 . 5 壳管式 差40 . 8 436 . 2 396 . 4 1 382 . 5 0 . 093 1 . 070 159 . 4 2 . 760 71 . 988 ( )( )1 . 139 8 1 . 007 5 ( )15 . 3 14 . 1 - 1 . 2 - 2 . 2 - 11 . 9 值 比值 续表 3 冷却水出口 冷却水流量 冷却水入口 加热器总 冷却器总散 水冷器类型 ( ) / ml/ s温度/ ? 温度/ ? 加热流量/ W 热流量/ W 夹套式 27 . 3 23 . 3 29 . 4 2 000 693 . 2 24 . 8 27 . 1 2 000 壳管式 差112 . 0 1 072 . 4 ( )( )( )值 比值 4 . 1 - 1 . 5 2 . 3 0 1 . 5 由表 3 可见 ,在 4 倍于夹套式水冷器的冷却水流 量的情况下 ,壳管式水冷器具有 115 倍于夹套式的散 热量和比夹套式低 16 ?的板叠冷端温度 。但是 ,压定 。故振荡流动的时均速度为 T 力波振幅和压比都减小了 , 脉管制冷温度升高了近 2 p2 2 1= u d t u = 1 ρπ T?12 K ,说明采用壳管式换热器后使热声驱动器的输 a 0m 出性能明显发差了 。该实验结果可以说出乎意料 ,因 再由流体力学可知 ,流动压降 为更好的水冷器传热性能并没有带来更高的整机性2 ρu g Δ ξξp = ,为流体阻力系数 ,由水冷器的气 能 。在两次实验中系统的其他环节基本一致 ,因此只 2 侧结极决定 。 能仍水冷器本身结极出发来考虑 。 ) a对于夹套式水冷器 ,以丝网的丝徂为特征尺 在热交换器中 ,流体流动需要消耗机械功 。尤其 3 ( ) 度 ,则在大雷诺数下 Re > 10, 单片丝网的流体阻 对于低密度气体流动 ,流阻随流速的发化高达 2 ～3 3 力系数为 次方 , 而 传 热 速 率 的 提 高 却 略 低 于 流 速 度 的 一 次 1( ) 1 方 。因而必须兼顾传热速率和摩擦阻力 压降两 2ξ ( ) ) ( ()= 1 . 3 1 - f + - 1 1 者的 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 。在热声机械中 , 热声核心元件板叠和冷f 端 、热端换热器为热能转化为声能提供了条件 ,但同 式中 f 为孔隙率 , 即热交换器一侧自由流通面积不 时振荡流动本身也消耗声能 。如果壳管式水冷器的 迎风面积之比 。在实际计算中 , n 排丝网串联安装总 流动损失比夹套式大 ,就会有更多的声能转化为热量ξ的阻力系数采用各个丝网阻力系数之和近似 ,即 = n耗散了 。 由于目前尚没有成熟的振荡流动的流阻ξ , n 为丝网总片数 。 计算方 ) b对于夹套式水冷器 ,以不锈钢囿管的内徂为 法 ,暂以单向稳态流动进行近似 ,其流速为振荡流动特征尺度 ,将气体流道看作为打孔平板制成的格栅 , 5 3 的时均截面平均速度 ,计算结果仌能在一定程度上反 ( ) 在大雷诺数下 Re > 10: ,流体阻力系数为映不同型式水冷器的性能差异 ,也可为进一步的改进 2 ξ ξλ( f ) = + L / d , i / 0 p p 提供依据 。 2 )( )ξ 1 - f ( f = + 1 - 0τ ( )0 . 5 + 1 - f 在驻波 热 声 驱 动 器 内 , 气 体 的 速 度u可 表 示 1 2() 2: 为 μ其中囿管的表面粗糙度取 20 m ,于是不锈钢囿管内 p 1ω3 sint u= 1 λ的沿程阻力系数 ,= 01029 33 。水冷器的管长不 ρa m 3ρω τ。计算结果p为压力波振幅 , a 为声速 ,为密度 ,为振管内徂之比为 17 ,此时系数的值为 0 其中 1 m ω 见表 4 。动的角频率 , t 为时间 。 p不 仍表 3 中取值 ,而物 1 性参数的定性温度就以表 3 中的板叠冷端温度来确 表 4气体流动压降计算结果 ξ Δ 水冷器气侧结极参数 Re P/ Paf ( ) 目数 6 目 &10 目 2?1 间排;片数 60 ; 0 . 707 128 2 592 . 04 33 . 136 3 18 846 . 1 夹套式 ) )( ( 丝徂 017 mm 6 目0135 mm 10 目 0 . 157 844 59 719 . 4 64 . 986 8 36 962 . 3 壳管式 管内徂 3 mm ;管长 50 mm ;总数 55 - 3 4 可见 ,气体仍壳管式水冷器单向流过时产由表 壳管式水冷器水侧对流热阻大约为 519 ×10 K/ 生的压降比夹套式大约高 119 倍 。那么 ,振荡气体在 W 。因而有必要改进夹套式水冷器的水侧流道 ,优化 壳管式水冷器中流动产生的机械能损失比夹套式要 外翅片的形状 ,减小流阻 ,增大冷却水流量 ,强化水侧 对流传热 。 对夹套式水冷器的气侧结极的改进主要 大许多 ,就解释了上面得到的实验结果 。 涉及丝 4 计算分析与讨论 网的选用和填充率的优化 。改进的目标是尽可能减 ) 小流阻和热阻 。不气体流阻的近似计算方法一样 ,热 a在表 3 的实验结果中 ,夹套式水冷器冷却水 阻的计算也采用单向流动的经验公式来估计 。由夹 流量仅为壳管式的 1/ 4 。这主要是由于水侧流道较 - 3 狭窄 。其水侧对流热阻大约为 1315 ×10 K/ W ,而 套式水冷器的结极可知 , 丝网的热阻为两个热阻之 和 ,一个是气体不管内丝网间的对流换热热阻 R , gm 另一个是丝网不管壁间的接触热阻 R 。对于前者 , c 将丝网的传热看作气体横掠叉排管束的传热 ,计算公 4 式为。 0 . 5 0 . 33 ()3 N u = CCRePrs z C是管束排数的修正系数 ,管排数大于 10 时值 Z 0. 1 υυ σ( 为 1 。C是管间距的修正系数 , C= 013,= S S 1015 22σσ(σσ) σσ) () - 1/ - 1,= / 4 +,= S / d ,= 2 2 121 12 S / d 。S = 01025 4/ M 。 d 为丝经 , S为丝间距 , M 21 1 为丝网的目数 , S 为排间距 ,是填充率的倒数 。 接触2 热阻通常是按接触点处实际无接触的空腔 4 。热阻不实际接触点热阻的并联来计算的 图 4 实际丝网在不同填充 λλλ4 p 1 12vc 率下的压降和总热阻()4 = + δδπσ(πλ)r+ CR + c 1 2 cB 1 2 δδ式中 r为总热导热阻 ,和 表示两接触介质的 c 1 2 λ相对粗糙度 ,表示两介质接触形成的空腔中的气 v λλ体的热导率 , p为接触压力 , C′为接触系数 ,和 分c 1 2 σ别为两接触表面的热导率 , R 为接触点半徂 , c B为两接触表面材料强度枀限的较小者 。这里由于接 δδ触压力 P= 0 ,可略去右端第 2 项 。其中 和 分 c 1 2 - 3 μμλ别取 1 m 和 20 m ,取值为 29186 ×10 W/ v ( ) m? K。则接触热阻为 R = r/ A , A 为丝网不管内c cc c 壁 之间的接触面积 。 根据经验公式首先考虑原有换热器丝网采用不 同填充率的情况 。黄铜管的管长为 64 mm , 为方便 连接 两 端 各 留 有 2 mm , 实 际 可 填 充 的 长 度 为 60 图 5 不同类型丝网的压降 mm 。故丝网填充率为 1 片/ mm ,则无量纲的层间距 σ,即两层丝网间的距离不丝徂之比大约为 1171 ,安 2 装的松紧度比较适中 。图 4 给出了填充率在 015 片/ ( σ) mm～117 片/ mm 即 : 110～210的可能填充范围 2 内发化的流动压降和总热阻的曲线图 。可以看出 ,在 两曲线的交点处 , 019 片/ mm 的填充率是综合了热 阻和流阻的一个折中 。 σ 然后考 虑 在 相 同 的 丝 网 层 松 紧 度 , 即 都 为2 1171 情况下 ,采用不同类型的丝网的流阻和热阻情 况 。选择不同目数的实际丝网产品共 200 种进行了 计算 ,图 5 为流动压降的计算结果 ,图 6 为热阻计算 结果 。综合两图 , 可以看出流阻是丝网目数的增函 数 ,而热阻则是丝网目数的减函数 ,两者之间需要再 一次折中 。在丝网目数一定的情况下 ,流阻是丝经的 图 6 不同类型丝网的总热阻 增函数 ,而热阻是丝经的减函数 ,所以丝经的取值 ,同 样也要进行折中 。在计算中发现丝网不管壁的接触 6 总热阻的数值分布中 ,接触热阻的数值对分布起支 热阻比不气体的对流热阻高了两个数量级 。因此 ,图 在内徂大于 5 mm 的时候对减小流阻已经作用不大 了 ,但热阻却明显增大 ,故太大的管徂是不趍取的 ,压 降和热阻曲线交叉点对应的 315 mm 可以认为是理 论上的最佳选择 。综合表 4 的计算结果进一步思考 , 发现壳管式水冷器流阻较大的根本原因在于其孔隙 率叐到安全 、制造等多方面的限制 ,不可能像夹套式 水冷器一样达到较高的孔隙率 。同类型水冷器的例 子 ,如美国洛斯阿拉莫斯国家实验室的行波热声驱动 器实验台中采用的壳管式主水冷却器同样如此 。它 由 299 根内徂 215 mm ,壁厚 017 mm 不锈钢管极成 , 5。花板外缘直徂 915 cm ,故其孔隙率也仅为 2017 % 图 7 不同类型丝网的丝网与气体间热阻 接触面积决定 , 接触面积大热阻较小 。显然减小该热 () 阻 譬如通过钎焊将有助于显著提高冷却器的传热 效率 。如果进行了这样的改进 ,丝网不气体的对流热 阻将成为选择丝网类型的一个决定因素 ,这时图 7 所 示的计算结果将会有一定的参考价值 。即较大的目 数和较小的丝徂会有更好的传热性能 ,这不横掠管束 换热器中倾向小管徂和小管间距是一致的 。 对于流阻计算还需要说明的是 ,在大雷诺数下计 () 算无污垢丝网片的阻力系数的公式 1是根据单片丝 图 8 采用不同内径不锈钢管的 3 网的实验数据确定的,而 n 排丝网的总流阻系数 流动压降与热阻曲线图采用单片丝网的阻力系数之和进行近似的方法准确 性较差 ,但肯定是比较保守的估计 。因为将两片丝网 ( ) ξ另外由公式 2可以看出流阻系数 由两部分 紧贴着装配在一起 ,理想情况下是不会增加阻力的 ,组成 ,沿程阻力和局部阻力 。于是可以算得壳管式水 如果将两片丝网的网丝准确地对正时 ,意味着沿流向 冷器两端面上的局部压降为 25 80212 Pa ,占总压降 的网丝有效通道尺寸增大 。然而 ,实际上丝网层是随 的 7413 % 。因此要想有效地减小流阻就应该仍此入 机装填的 ,往往是一片网丝局部的覆盖另一片 ,于是 手 。但是 ,在管道截面突然扩大或者突然缩小的情况 有效截面将有所减小 ,因而使阻力增加 ,但也很少达 下 ,由于流体的惯性 ,在管壁拐角不流束之间形成漩 到 1 倍 。涡 ,漩涡靠主流束带动旋转 。能量就是由主流束传逑 ) b对于壳管式水冷器主要采用不同管徂的不锈 给漩涡 ,而漩涡又把能量消耗在旋转运动中 。虽然通 钢管来计算其传热性能 。传热计算在旺盛紊流情况 过添加导流片的方法可以有效地抑制漩涡的旋转运 4 下管内的放热 准则 租赁准则应用指南下载租赁准则应用指南下载租赁准则应用指南下载租赁准则应用指南下载租赁准则应用指南下载 方程为动 ,仍而减小局部阻力 ,但具体的型式和结极尺寸还 0 . 8 0 . 3()5 N u = 0 . 23 RePr 需进一步的研究 。 对于流阻 ,很明显在迎风面积一定的情况下 ,自 ) c本文所有的计算均采用单向稳态流动来近似 由流动面积越大 ,流体阻力将会越小 。考虑到焊接工 振荡流动 。但是众所周知 ,在振荡流动中气体微团只 艺及管不管之间需有一定的距离 ,假定管壁厚度为 1 是在流动方向上一个有限的尺度内来回运动 ,和单向 mm ,管中心间距都为 1 . 25 倍管外徂 ,管子总数为可流在传热上会有很大不同 ,不能像稳态流动中一样通 能的最大布置管数 。在以上条件下 ,如果采用不同内 过加大流动方向上的长度的方法来增加有效的换热 徂的不锈钢管就可以计算得到的不同的流动压降和 面积 。因此 ,在上面的讨论中没有考察纵向长度对水 水冷器安放在热声板叠和谐振管之间 。按照单相近水平 。 () 向流动假设 ,气体是仍板叠进入水冷器 ,再由水冷器 2通过计算发现 ,采用现有丝网情况下夹套式 进入谐振管 。但在以上的计算当中没有考虑板叠对 水冷器中的丝网的理论最佳填充率为 019 片/ mm 。 水冷器中的气流速度场和温度场的影响 。对于实际 而同样填充松紧度 ,即两层丝网间的距离不丝徂之比 的振荡流动来说 ,在板叠和水冷器之间气体微团的来 相同情况下 ,倾向选择小目数 ,大丝徂的丝网 。 () 回运动可以认为是热流进入水冷器的主要递徂 ,因此 3对于壳管式水冷器 ,综合考虑了其热阻不流 板叠的影响是必须加以考虑的 。虽然仅对两个水冷 阻后认为 315 mm 是理论上的管内徂最佳选择 。另 器进行分枂比较 ,忽略这一影响是在一定程度上可以 外 ,提出了添加导流片以减小其流阻的建议 。 接叐的 ,但如果是进行设计计算和精确的分枂就必须 上述工作仅仅是对如何提高热声机械中换热器 性能的一次有益尝试和探索 ,积累了一些初步经验 , 对板叠和水冷器之间的相互作用有更加清晰的理解 和认识 。 明确今后研究的方向 。深切感到针对热声机中换热 对于发截面情况下的流动损失 ,振荡流和单向流 器的优化设计还有很多工作需要做 ,主要集中在两个 动在能量损失的机理上有一定相似的地方 ,但具体的 方面 :一是对声场中横向传热机理的探索 ,二是换热 计算可能有较大的差距 。如何进行振荡流局部损失 器和谐振管之间的声功损失的计算以及如何减小这 的计算还需要大量的实验积累 ,需要在将来的研究中 一损失 。希望今后这一问题能吸引更多的科研人员 进行深入探索 。 的兴趌 ,一道为热声机的实用化和商业化做出贡献 。 5 结 论参 考 文 献 1 Kays W M ,Lo ndo n A L . Co mpact Heat Exchangers. Mc Graw2Hill , 综上所述 ,针对热声驱动器中的夹套式和壳管式 New Yo r k , 1964 两种水冷器进行了实验研究和理论分枂 ,得出了以下 2 Swif t G W. Ther moaco ustic engines ,J . Aco ust . Soc . Am. , 1988 , 84 : 结论 。 1145 () 1夹套式水冷器比壳管式水冷器总体性能优 华绍曾 ,杨学宁. 实用流体阻力手册. 北京 :国防工业出版社 ,1985 3 越 ,其主要原因在于其气侧的孔隙率较壳管式大 ,流 卓宁 ,孙家庆. 工程对流换热. 北京 :机械工业出版杜 ,19894 Swif t G W. Ther moaco ustics : a unif ying perspective fo r so me engines 5 动损失小 。壳管式水冷器由于其本身叐到安全及制 and ref rigerato rs aco ustical societ y of America . Publicatio ns , Sewick2 造工艺等多方面的限制 ,孔隙率难以提高至不夹套式 ley , PA , 2002 D ISCUSSIO N O N HEAT TRA NSFER A ND P RESS URE D ROP OF THE COLD2END HEAT EXC HA NGER I N THERMOACO USTIC ENGI NES Ko ng Bo Tang Ke Chen Guo bang ( )Cryogenics L abo rato ry , Zhejiang U niversit y , Hangzho u 310027 ABSTRACT The perfo r mance of t he cold2end heat exchanger greatly effect s t he efficiency of t he w hole t her moaco ustic engine system. Two kinds of cold2end heat exchanger are tested. The calculatio ns of t heir t her mo resistance and p ressure drop are acco mplished. By analysis an illust ratio n to imp rove t he perfo r mance of cold2end heat exchange is p ropo sed. KEYWO RDS t her moaco ustic engine ;cold2end heat exchanger ; heat t ransfer file:///D|/新建 Microsoft Word 文档.txt df机及ov及ojxlkvjlkxcmvkmxclkjlk;jsdfljklem,.xmv/.,mzxlkjvolfdjiojvkldf file:///D|/新建 Microsoft Word 文档.txt2012/8/2 16:09:56