毕业论文（设计）液氮温区大冷量自由活塞斯特林制冷机实验及模拟研究.docx

液氮温区大冷量自由活塞斯特林制冷机实验及模拟研究摘要口由活塞斯特林制冷机具冇高可靠性、高效率、结构紧凑等优点，在高温强电超导和气体液化等领域 有较广阔的应用前景本文针对一台液氮温区人冷量自由活塞斯待林制冷机展开了实验和计算研究实验 中，输入声功2. 35 kW吋，制冷机在80 K获得了 215W制冷量，相对卡诺效率为24.9%理论分析和数值 计算表明室温端换热器的性能不足对制冷机性能影响较大，此外，回热器沿程气丝网填充不均匀可能是限 制制冷机性能的另一逼要因素针对上述问题优化系统冇粟显著捉升制冷机性能关键词口由活塞斯特林制冷机制冷量室温端换热器效率炯损失0.背景介绍电驱动自由活塞斯特林制冷机采用高效直线压缩机驱动，取消了传统斯特林制冷机的复 杂机械传动和油润滑机构，具有高可靠性、高效率、结构紧凑等优点［2］液氮温区小冷量 (<10W)自由活塞斯特林制冷机自上世纪80年代研制成功即在军事及航天领域获得广泛应 用［2,3］近年来，随着高温超导强电技术逐渐成熟以及小型液化装置需求的增长，在60-80K 温区提供百瓦级甚至千瓦级冷量的低温制冷机日益得到重视［4］目前应用中大多采用GM 制冷机，但其效率较低，振动较大，而且需定期维护。

大冷量自由活塞斯特林制冷机近年來 在60-80K温区得到重视，有望成为高温超导强电和小型气体液化应用中较为理想的制冷 机2011年，美国Superconductor Technologies公司设计的一台自由活塞斯特林制冷机，输 入2.2kW电功时，在65K的制冷温度下获得了 100W的冷量［5］2014年，ITC公司一台大 冷量自由活塞斯特林制冷机在77K的制冷温度获得了 650W的制冷量，整机相对卡诺效率 约30%,整机重量超过160kg［6］国内相关研究处于起步阶段，2014年中科院理化所本人 所在团队进行了液氮温区大冷量自由活塞斯特林制冷机的理论设计［7］,随后在80K制冷温 度下获得了 78W制冷量［8］,由于所用线性压缩机的匹配效果较差和工艺尚不成熟，实验结 果与计算设计预期差距较大本文在上述实验结果的基础上，改进了直线压缩机与自由活塞斯特林制冷机的匹配效果, 开展了系统实验研究，并通过计算与实验的对比分析系统性能，提出了进一步优化方向1. 实验系统大冷量液氮温区自由活塞斯特林制冷机的实验系统如图1所示，系统采用中科力函(深 圳)热声技术有限公司制造的型号为CP7101的直线压缩机，额定功率5kWo自由活塞斯特 林制冷机由排出器、冷端换热器、回热器、室温换热器等部件组成，主要结构参数如表1 所示。

制冷机冷端换热器和冋热器温度均采用由中国科学院理化技术研究所低温计量站标定 的PT100薄膜釦电阻温度计测暈，精度为0.01 Ko其具体布置方式如图lb所示，冷端换热基金项目：国家口然科学基金，项目编号(No. 51376187)国家重点研发计划，项目编号(NO.2016YFB0901403)器周向均匀布置了 4个温度l|- T1-T4,回热器中截面对应布置T5~T8,而在T5对应方位的回 热器距离冷端1/4和3/4处分别布置了 T9和T10温度计室温换热器气体温度由K型铠装 热电偶测量此外，排出器上安装有PCB加速度计传感器以测量其运动压缩机前腔、背 腔布置均布置有PCB压力传感器，以采集其压力波动此外，冷端换热器周向均匀缠绕加 热丝以模拟热负荷1•变频器；2,电压传感器；3.电流传感器；4•加热丝；5•直流电源；6.水冷器；7.加速度计；8.平均压力传感器；9.压力波动传感器；10.信号采集系统；Tl-TlOjfl电阻温度计）图1•实验系统及测量平台示意图表1自由活塞斯特林制冷机主要部件结构参数压缩腔室温端换热器回热器冷端换热器膨胀腔排出器部件名称300cc等效直径①90mm,长35mm,孔隙率约0.3等效直径①90mm,长60mm,填充300目不锈钢丝网冷端直径075mm,排出器杆直径①25mm,等效直径①90mm,长30mm,孔隙率约0.1252. 实验结果与分析实验中采用氨气为工质气体，充气压力为3MPa,工作频率为47Hzo室温端换热器采用 冷水机组提供25C的循环水冷却。

制冷机在80K时制冷量及相对卡诺效率随输入声功的变化如图2所示图中黑色实线表 示实验测得的制冷量，对应左侧纵轴；红色实线表示实测的制冷机相对卡诺效率，对应右侧 纵轴由图可知，随输入声功增大，制冷机制冷量和相对卡诺效率均随之增大，在输入声功 为2.35 KW时，制冷机在80 K制冷温度下最大可获得215 W制冷量，相对卡诺效率24.9%同时，基于数值计算模拟软件Sage搭建了计算模型并针对上述工况计算考察了系统的 性能，计算时除给定频率、充气压力等运行参数与实验完全相同外，还保持制冷机输入声功 与实验相同图2中黑色、红色虚线分别表示计算得制冷机制冷量和相对卡诺效率由图可知，随输入声功增大，制冷机制冷量及相对卡诺效率的实验结果和计算结果变化趋势相同, 但相同工况点两者结果差别较大输入声功为2.35 KW时，计算得制冷机在80 K制冷温度 下最大可获得354 W制冷量，相对卡诺效率41%为深入分析这一偏差，下文结合实验系 统及计算模型考察了可能导致上述差别的因素值得一提的是，前文工作压缩机选用2S241W压缩机[8],与制冷机之间匹配效果较差, 电声转换效率较低，同时受压缩机输入电流限制，压缩机输出声功最大约1 kW。

本文优化 了直线压缩机与制冷机之间的匹配关系，采用中科力函口主研制的压缩机CP7101,压缩机 电声效率高达85%,此外，该压缩机最大输入电流也大幅提高，因此压缩机输岀声功不再是 制冷机性能的限制因素，本文不再考察该匹配特性1)室温换热器性能实验中我们测量了制冷机室温换热器中气体温度，其随输入声功的变化如图3中黑色实 线所示，红色实线表示想通过工况下室温换热器内气体温度的计算结果由图可知，实验与 计算差别较大，这说明实验中室温换热器的性能不及设计预期为考察其对系统性能影响的 大小，我们调节计算模型中室温换热器气体侧的等效换热系数，使得计算模型中气体温度与 实验相同，同时固定制冷机输入声功与实验时相同，该情况下制冷机性能如图4中算例B所 示算例A为室温换热器釆用默认等效换热系数时的汁算结果，也即上图2计-算结果算 例B的结果介于实验结果和算例A之间，输入声功为2.35 KW时，算例B制冷量为310 W, 相对卡诺效率35.9%o这一对比结果说明室温换热器换热性能对系统性能有较大影响，它是 限制当前系统实验性能的重要因素50■ 4 ■ oooooo3 2 1 (M)聖龛, 01.5 2.0 2.5输入声功(kW)403020o40()图2.制冷机制冷量及相对卡诺效率实验与计算的对比输入声功(kW)图3.室温换热器气体温度实验耳讣算对比3 2 13 3 3—实验40(次)珂* 女ffiO3O ^1-o o o O o o o O4 3 2 1(M),0S-II2.•,552.输入声功(kW)图4•系统性能实验耳不同计算的对比2)回热器轴向温度分布实验中为考察回热器轴向温度分布，我们在回热器轴向1/4、1/2、3/4处分别布置了 3 个钳电阻温度计，其径向方位与冷头上温度计T5对应。

实验测得不同输入声功下制冷机冋 热器轴向温度分布如图5所示，图中x=0、x=l处分别为回热器与冷端换热器、室温换热器 相邻端由图可知，同一输入声功下，冋热器两端温度变化平缓而中间段变化较陡峭，整体 分布偏离线性分布，而且随着输入声功的增大偏离程度加剧由算例B计算得回热器温度轴向分布如图5中虚线所示，近似线性分布实际系统中， 导致冋热器温度分布偏离线性分布的因素有直流、冋热器轴向流动和换热不均匀等实验系 统中排出器间隙密封达到丝级，直流影响的可能性非常小导致图5中温度分布的原因可能是 回热器内丝网轴向挤压不均匀等引起的回热器轴向孔隙率不均匀为探究其対系统性能的可 能影响，我们将回热器沿轴向分为四段，在较小范围内分别调节每段计算中回热器孔隙率使 得计算获得与实验相同温度分布，同时保持回热器整体平均孔隙率与实验时回热器平均孔隙 率相同，此外还保持制冷机输入声功、室温换热器内气体温度均与实验一致，该情况下制冷 机性能如图6中算例C所示这里需要特别指出的是，计算表明仅对回热器分段并不会影 响计算结果图6中算例B仅限制制冷机输入声功和室温换热器内气体温度与实验一致 市图可知，算例C结算结果与实验结果较为接近，且算例C与算例B结算结果相差较大， 这一对比结果说明回热器沿程丝网填充不均匀对系统性能有显著影响。

输入声功为2.35 kW 时，算例C制冷量248 W,相对卡诺效率28.9%,与实验结果相对误差约15%3）烟损失为进一步探究系统内部损失机理以指导制冷机下一步优化改进，本部分计算研究了系统 主要部件炯损失所占系统总炖损失的比例炯损失乙加为系统可用能的损耗，对制冷机有：a为制冷量，e血为制冷机输入声功，石、％分别为环境温度、制冷温度基于算例C,针对215W制冷量工况，图7给出了系统主要部件炯损失所占系统总炯损 失的比例由图可知，回热器和室温换热器是系统炯损失产生的主要部件，其中回热器内炯 损失占系统总炯损失50%以上回热器中气固换热畑损失占主要部分提高丝网目数可以 强化丝网与工质气体间的换热，但同时也会明显增大粘性损失，具体效果有待进一步实验探 允；此外，当前实验中回热器丝网填充片数小于计算最优值，因为实验表明更大回热器内丝 网片数会导致排出器气缸受丝网挤压变形从而影响排出器运动，甚至卡死因此下一步需要 合理的优化改进回热器及排出器结构其次，回热器轴向导热损失占比也较大，图中回热器 轴向导热损失包含了壁面、丝网和工质气体的轴向导热损失，其中壁面的轴向导热损失占主 耍部分当前回热器壁面材料选用316L不锈钢，如果选用导热率更低、强度更高的钛合金， 该部分损失可大幅降低。

此外，室温换热器内气固换热恍损失也较大，结合第一部分分析表 明，这是室温换热器换热性能不足，换热器内气固温差较大导致的当前室温换热器为翅片 式结构，下一步将改用壳管式结构提高换热性能，该部分损失有望降低0 1/4 1/2 3/4回热器轴向位直x■(X)3■002100o . ・ .1.0 1.5 2.0输入声功(kW)2.5(關歩想卡衣耍 o O3 2)02003■)0 n10图5回热器抽向温度分布随输入声功的变化图6不同制冷温度下制冷机性能实验与计算对比粘性损失 气固换热损失 轴向导热损失 其他损失室温换热器 回热器 冷端换热器 排出器(％)匣七水吧旺M图7. Qc=215W时系统主要部件畑损失比例3. 总结及下一步工作本文介绍了一台液氮温区大冷量白由活塞斯特林制冷机的研究进展实验中，在充气压 )} 3 MPa,运行频率47 Hz,输入声功2.35 kW吋，在80 K制冷温度下获得了 215 W制冷 量，对应相对卡诺效率为24.9%借助数值模拟软件分析表明室温端换热器的性能是限制制 冷机性能的重要因素；此外，回热器轴向沿程气丝网填充不均匀和局部气固换热性能不足可 能是限制制冷机性能的另一重要因素。

针对上述问题，下一步工作将围绕优化回热器和排出 器儿何结构以改善冋热器内丝网填充效果、釆用壳管式换热器以提高室温换热器换热性能展 开，制冷机的性能有望得到显著提高参考文献[1] 。