趙月晶 王曉濤 戴 巍* S Vanapalli 陳燕燕 羅二倉(cāng)

(1中國(guó)科學(xué)院理化技術(shù)研究所低溫工程學(xué)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 北京 100190)

(2中國(guó)科學(xué)院大學(xué) 北京100049)

(3荷蘭特文特大學(xué)能源、材料及系統(tǒng)科學(xué)技術(shù)學(xué)院 荷蘭恩斯赫德7500 AE)

1 引言

脈沖管制冷機(jī)是一種近幾十年來(lái)廣泛發(fā)展的小型低溫制冷機(jī)。因其冷側(cè)不存在運(yùn)動(dòng)部件，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行可靠性高以及使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)［1-2］。隨著現(xiàn)代信息技術(shù)、空間技術(shù)、超導(dǎo)電子學(xué)、紅外探測(cè)、低溫生物醫(yī)學(xué)等行業(yè)飛速發(fā)展，尤其是低溫電子學(xué)器件及低溫超導(dǎo)磁體在各領(lǐng)域的推廣應(yīng)用，對(duì)小型液氦溫區(qū)制冷機(jī)提出更多的需求和更高的要求。目前液氦溫區(qū)小型低溫制冷機(jī)主要為GM制冷機(jī)或GM型脈沖管制冷機(jī)這兩款機(jī)型的共同點(diǎn)是需要有閥壓縮機(jī)和配氣閥來(lái)提供低頻高壓比的壓力波(通常2 Hz以內(nèi)，壓比2—3)。這樣的結(jié)構(gòu)中存在很嚴(yán)重的能量損失:氦氣通過(guò)單向閥和配氣閥時(shí)由于壓降會(huì)造成不可逆損失［3］。

針對(duì)上述問(wèn)題，近年來(lái)的一個(gè)前沿領(lǐng)域?yàn)槔盟固亓中兔}沖管制冷機(jī)獲得液氦溫度，但制冷量以毫瓦計(jì)，系統(tǒng)的熱效率也遠(yuǎn)低于GM型制冷機(jī)［4-8］。根本原因在于，液氦溫區(qū)的回?zé)崞魈盍弦话氵x取磁性材料，形式為顆粒狀或球狀，直徑比較小，一般為百微米級(jí)，故而回?zé)崞鞯目紫堵时容^低，采用直線壓縮機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，在高頻交變流動(dòng)狀態(tài)下，流動(dòng)阻力帶來(lái)的損失比較大，進(jìn)而造成整機(jī)的熱效率比較低，而直線壓縮機(jī)提供低頻的壓力波又比較困難，故整個(gè)技術(shù)發(fā)展還不太成熟。

本課題組提出利用VM型熱壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)低溫脈沖管制冷機(jī)這一新結(jié)構(gòu)形式獲得液氦溫度，如圖1所示，①為高效液氮溫區(qū)斯特林型脈沖管制冷機(jī)，②為熱壓縮機(jī)，③為低溫脈沖管制冷機(jī)。其中由高效液氮溫區(qū)斯特林型脈沖管制冷機(jī)提供VM型熱壓縮機(jī)所需要的冷量，熱壓縮機(jī)利用室溫與液氮溫區(qū)之間的溫度梯度產(chǎn)生壓力波動(dòng)，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)低溫脈沖管制冷機(jī)，最終達(dá)到液氦溫區(qū)。本系統(tǒng)中VM熱壓縮機(jī)具有運(yùn)行頻率低、驅(qū)動(dòng)功小、無(wú)噪音、可靠性高等優(yōu)點(diǎn)，藉此可能獲得比已有GM型液氦溫區(qū)制冷機(jī)更高的系統(tǒng)效率、更高的功率密度和更高的可靠性及壽命。整個(gè)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中，VM型熱壓縮機(jī)的性能是能否獲得液氦溫度的關(guān)鍵，并對(duì)整機(jī)效率以及冷量有很大影響。本文接下來(lái)針對(duì)無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)進(jìn)行了數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)研究，分析了熱壓縮機(jī)排出器位移、工作頻率以及冷端溫度對(duì)壓比的影響規(guī)律。

2 實(shí)驗(yàn)裝置介紹

圖1 VM型熱壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)低溫脈沖管制冷機(jī)Fig.1 VM thermal compressor driven pulse tube cryocooler

無(wú)負(fù)載時(shí)，熱壓縮機(jī)是一個(gè)等質(zhì)量和等體積的系統(tǒng)，隨著排出器在高低溫之間的運(yùn)動(dòng)，系統(tǒng)內(nèi)部氣體溫度發(fā)生變化，從而產(chǎn)生壓力波動(dòng)，對(duì)應(yīng)的聲場(chǎng)以駐波為主。圖2是測(cè)試熱壓縮機(jī)工作性能的實(shí)驗(yàn)裝置圖，其中包括預(yù)冷系統(tǒng)和熱壓縮機(jī)系統(tǒng)。

圖2 實(shí)驗(yàn)裝置圖Fig.2 Experiment apparatus picture

預(yù)冷用兩臺(tái)制冷機(jī)均采取CFIC 2S241 W直線壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)，相當(dāng)于一臺(tái)直線壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)兩臺(tái)制冷機(jī)，壓縮機(jī)與兩臺(tái)制冷機(jī)之間通過(guò)紫銅管連接，為了保證安全性，連接管采取水套冷卻的方式進(jìn)行冷卻。系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)真空罩內(nèi)部真空度維持在5.8×10-3Pa左右。

表1為熱壓縮機(jī)各部件的主要參數(shù)值，其中回?zé)崞魈畛涞?0目不銹鋼絲網(wǎng)，回?zé)崞鞅诤駷?.5 mm。排出器位移最大值為7 mm，其驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大工作電壓為28 V，工作電流不許超過(guò)6 A。

表1 熱壓縮機(jī)的各部件參數(shù)值Table 1 Main structure parameters of each component in thermal compressor

3 無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)研究

兩臺(tái)預(yù)冷用制冷機(jī)的冷端和熱壓縮機(jī)的冷端采用熱橋的形式連接，具體形式如圖3所示，為了緩沖溫度不均勻以及材料的不同產(chǎn)生的熱應(yīng)力，兩臺(tái)制冷機(jī)的冷端均采取了軟連接的形式。制冷機(jī)的冷頭以及熱橋?qū)ΨQ布置了8個(gè)溫度計(jì)，其中兩臺(tái)制冷機(jī)的冷頭上標(biāo)號(hào)為T2和T7，熱壓縮機(jī)冷端標(biāo)號(hào)為T3和T5。

圖3 溫度計(jì)布置圖Fig.3 Thermometer distribution picture

開展無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)研究，熱橋最低溫達(dá)到了66.2 K，從圖中可以看到兩臺(tái)制冷機(jī)與熱橋上各點(diǎn)的降溫曲線，大約經(jīng)過(guò)3個(gè)小時(shí)溫度趨于穩(wěn)定。

圖4 熱橋的降溫曲線Fig.4 Cool-down curve of thermal bridge

表2為熱壓縮機(jī)非工作狀態(tài)下預(yù)冷系統(tǒng)開啟后熱橋上的溫度分布。熱壓縮機(jī)冷端對(duì)應(yīng)的最低溫為66 K，兩臺(tái)預(yù)冷用制冷機(jī)的冷頭分別為61 K和59 K。由于兩臺(tái)制冷機(jī)接有相對(duì)大的熱負(fù)載(熱壓縮機(jī))，實(shí)際運(yùn)行時(shí)制冷機(jī)的冷頭溫度比無(wú)負(fù)荷溫度高。

表3 熱橋上各點(diǎn)的最低溫Table 3 The lowest temperature of thermal bridge

圖5—圖8給出了無(wú)負(fù)載下熱壓縮機(jī)的運(yùn)行規(guī)律，圖5、圖6和圖7顯示，在不同頻率運(yùn)行下，熱壓縮機(jī)的壓比隨著排出器位移的增大而增大，基本上呈線性關(guān)系，其中運(yùn)行在3 Hz，位移為6.0 mm時(shí)候，壓比達(dá)到了最大值1.3。圖8顯示不同熱壓縮機(jī)冷頭溫度對(duì)壓比位移的影響。從圖中可以看出隨著熱壓縮機(jī)冷端溫度的下降，熱壓縮機(jī)的壓比也在升高。另外，從圖9(雖熱壓縮機(jī)的冷端溫度不一致，但預(yù)冷用制冷機(jī)的工作狀態(tài)一樣)中可以看出，在相同位移下，熱壓縮機(jī)工作在3Hz的時(shí)候，所獲得的壓比更大些。

圖5 1 Hz時(shí)熱壓縮機(jī)位移與壓比的關(guān)系曲線Fig.5 Dependence of pressure ratio on displacement when thermal compressor works at 1 Hz

圖6 3 Hz時(shí)熱壓縮機(jī)位移與壓比的關(guān)系曲線Fig.6 Dependence of pressure ratio on displacement when thermal compressor works at 3 Hz

圖7 5 Hz時(shí)熱壓縮機(jī)位移與壓比的關(guān)系曲線Fig.7 Dependenceof pressure ratio on displacement when thermal compressor works at 5 Hz

圖8 熱壓縮機(jī)冷端溫度與壓比的關(guān)系曲線Fig.8 Dependence of pressure ratio on temperature when thermal compressor works at 3 Hz

圖9 不同頻率下熱壓縮機(jī)位移與壓比的關(guān)系Fig.9 Dependence of pressure ratio on displacement at different frequencies

4 無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果的比較

采用Sage軟件進(jìn)行數(shù)值模擬分析［9-10］，采用圖形化界面，對(duì)熱壓縮機(jī)的各個(gè)部件分別建立模塊，輸入部件的幾何尺寸、材料物性等參數(shù)，各模塊通過(guò)質(zhì)量、壓力、能量的連接形成整機(jī)，在給定合適的邊界條件后即可求解。針對(duì)各實(shí)驗(yàn)工況，對(duì)無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行比較，見圖10—圖13。從圖中看出數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)基本一致，尤其是3 Hz、5 Hz時(shí)，計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相當(dāng)。本文建立的數(shù)值計(jì)算模型可預(yù)測(cè)熱壓縮機(jī)的工作性能，并且能夠指導(dǎo)熱壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)、實(shí)驗(yàn)以及改進(jìn)提高。

圖10 1 Hz的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算比較Fig.10 Comparisons between calculated and experimental results at 1 Hz

圖11 3 Hz的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算比較Fig.11 Comparisons between calculated and experimental results at 3 Hz

圖12 5 Hz的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算比較Fig.12 Comparisons between calculated and experimental results at 5 Hz

圖13 溫度對(duì)壓比的影響實(shí)驗(yàn)與計(jì)算的比較Fig.13 Comparisons between calculated and experimental results at different temperatures

5 總結(jié)

根據(jù)本文實(shí)驗(yàn)結(jié)果以及與數(shù)值模擬結(jié)果的對(duì)比可以得出:無(wú)負(fù)載情況下熱壓縮機(jī)所獲得的壓比主要受頻率、排出器位移(即掃氣量)和冷端溫度的影響。排出器位移越大，所獲壓比越高;冷端溫度越低，所獲壓比越高，并且兩者結(jié)果吻合良好。在現(xiàn)有測(cè)試情況下，無(wú)負(fù)載熱壓縮機(jī)工作在3Hz時(shí)能夠獲得較高壓比，其中無(wú)負(fù)載情況下熱壓縮機(jī)工作在3Hz、位移為6.0mm時(shí)，可以獲得最大壓比為1.3。建立的數(shù)值模型可以很好地預(yù)測(cè)熱壓縮機(jī)的工作性能。

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