热声发动机装置

自行设计建造的大型多功能行波驻波混合型热声发动机如图1所示。总体上看，该发动机由行波环路和驻波谐振直路两部分组成。环路是产生和放大声功的核心部件，其内运行的是行波成分。如果把行波环路看作是行波反馈回路，系统就可以认为是在驻波热声发动机谐振管速度波节(压力波腹)处引入行波反馈，这样做既利用了行波的压力、速度同相振动关系形成的具有高效率的斯特林循环，同时又利用驻波增大了板叠处的p/ vm值，从而大大提高整机热效率。因此这台发动机在工作循环中兼具了纯驻波发动机和纯行波发动机的优点。

从系统组成部件看，该发动机主要包括：主冷却器、热声回热器、加热器、热缓冲管、副冷却器、导流器、反馈管路、声容、喷射泵、谐振直管、消振锥管、消振直管等构件。下面逐一介绍：

热声发动机主冷却器

主冷却器位于回热器(2)的上方，其作用是在回热器室温端带走热量、冷却气体工质，以建立热声回热器上的温度梯度。主冷却器采用自行设计的壳管式结构和水冷方式，工质气体走管程，冷却水走壳路。其外观如图2所示。它通过把187根Υ 5× 1的不锈钢管焊接在两块平行不锈钢薄板上做成，管长37.5 mm，不锈钢薄板与该处的法兰氩孤焊接，水路通过法兰外缘各分三路引入引出。

热声发动机热声回热器

热声回热器是产生并强化热声效应的关键构件，此处发生的热声效应使声功产生或增强。热声回热器位于主冷却器(1)下方，总高75 mm，通过在一个壁厚为4 mm的不锈钢管内填充不锈钢丝网制成，其中丝网段的长度为70 mm，填有440片丝网，丝网片直径为90 mm，规格为120目。丝网圆片与不锈钢管壁应紧密配合，以防止沿回热器丝网片边缘的轴向串气，为做到这一点，制作时应使丝网与不锈钢管壁适当过盈配合。

热声发动机加热器

加热器的作用是在回热器相对冷却器的另一端提供一个高温热源，与冷却器处的环境温度一起在回热器上形成一个温度梯度。这个温度梯度是热声发动机工作的动力。在设计的发动机中，加热器和回热器一体加工，解决了二者之间的高温密封问题。同时，可以实现回热器和加热器之间的零距离接触，在保证气体流道畅通的条件下对热声转换有利。加热器的具体结构是把切好轴向气体通道的黄铜棒冷套到不锈钢圆管内，黄铜棒外径100 mm，垂直于气体轴向通道且在气体通道之间切出三条贯通不锈钢壁的槽，尺寸为96 mm× 12 mm，然后把切好加热管孔的不锈钢块插进槽内，外面用氩孤焊接密封。本加热器设计有24根特制电加热管，设计满负荷功率为5 000 W。图3是加热器的截面示意图，给出了电热管和气体通道在加热器中的相对位置。

热声发动机热缓冲管

热缓冲管位于加热器(3)与副冷却器(5)之间，作用是实现加热器与副冷却器的热隔离，以减少热端换热器向副冷却器的漏热。同时，使得声功从发动机高温区域向外传递。热缓冲管长240 mm，上半部分是80 mm长的直管，下半部分是锥管，直管处内径为90 mm，锥管最末端处内径为98 mm，半角锥度为1.35°。热缓冲管的内表面要进行磨光处理，以确保其粗糙度远小于粘性渗透深度和热渗透深度，减小边界层的扰动，抑制边界层效应所引起的Rayleigh流(一种由于边界层效应沿着热缓冲管壁面的时均质量流)，锥度的作用也是为抑制管内Rayleigh流而设计。为了减少轴向导热，热缓冲管在满足强度要求的情况下，管壁应尽可能薄。

热声发动机副冷却器及导流器

副冷却器的作用是降低传输声功的气体温度，以利于声功引出并为热声制冷机提供动力。当环路中的直流流动(Gedeon流，即经过回热器、热缓冲管、反馈管路等沿环路的时均质量流)和热缓冲管中的直流流动均被完全抑制时，副冷却器的负荷仅仅是沿热缓冲管管壁的漏热和来自热端换热器的热辐射，所以副冷却器可以采用直径较大、长度较短(即换热面积较小)的不锈钢管。该热声发动机中副冷却器采用与主冷却器类似结构，细不锈钢管的长度缩短为25 mm。导流器位于热缓冲管下方，由若干片22目不锈钢丝网构成。导流器的作用是使进入热缓冲管底部和热缓冲管内的气流均匀分布，防止由于副冷却器的形状或与谐振管连接点处气流的分离而形成的射流。射流会导致热缓冲管内气体的直流流动，造成加热器大量热量浪费。

热声发动机反馈管路

反馈管路的作用是为行波成分提供通路，同时起到一个声感部件的作用，使冷却器处产生行波相位。副冷却器与反馈回路及谐振管的连接通过一个倒T形三通管实现。反馈管路自下而上由四部分组成：反馈弯管、锥管1、直管、锥管2。反馈弯管是一个90°弯头，与之相接的锥管1长为100 mm，内径从90 mm缩变到76 mm。据估算，由于环路中加热段的高温作用，环路右侧会产生1 mm～ 3 mm形变。为了消除由此产生的热应力，本系统采用自行制作的特殊结构以确保行波环路不被破坏。锥管2主要用来实现不同截面积管道之间的过渡。

热声发动机声容管路

声容横跨环路左右支路，是一个容积较大的腔体。它本质上是一个声容部件，同反馈直路一起在冷却器端实现行波相位。声容管路由两个90°不锈钢弯头氩孤焊接完成，内径100 mm，壁厚4 mm。

热声发动机喷射泵

喷射泵位于声容(7)和主冷却器(1)之间，其作用是利用流道不对称效应在两端产生一个压力差，形成一个逆着环路二阶质量流的流动并尽可能与之抵消，从而抑制环路Gedeon直流。如图4所示，喷射泵在设计中采用双平行锥形槽结构，槽高35 mm，长50 mm，槽的出口和入口都用圆角过渡，为加工方便和降低成本喷射泵用铝制作。为实现上下端面压差连续调节，喷射泵最好能设计成槽截面积可调的形式。

热声发动机谐振直路

谐振直路的作用是在行波环路上耦合一个驻波管路，把驻波成分引入系统中，使该系统兼有驻波和行波热声发动机的优点，从而提高热声发动机的热力学效率；另一方面，谐振直路从环路引出大部分声功并在直路上形成驻波相位，由于驻波系统可以实现较大的声阻抗，所以谐振直路提供了连接负载的最佳位置。谐振直路主要由三部分组成：接口锥管、共振直管、消声部分。接口锥管是一个渐扩管，内径从90 mm增加到100 mm，长度为100 mm。共振直管内径100 mm，长度1 900 mm，这是驻波部分的主要部件。消声部分包括长锥管、直管、封头，锥管长度1 300 mm，其内径从100 mm增加到261 mm，与之相连的消振直管长440 mm。消声部分的作用是提供一个声阻抗连续变化的无限大空间，实现1/4波长驻波谐振。在试验中也充分证实了这一点，消声锥管的入口处压比很小，只有1.02左右，可以近似看作是压力波节。

热声发动机是利用热声效应，实现热能到声能转化从而实现声功输出的声波发生器。系统中除振荡气体外，没有任何运动部件。根据声场特性不同，热声发动机主要分为驻波型、行波型及驻波行波混合型三种型式。由于驻波声场中速度波和压力波相位差为90°，驻波场中理论上没有功的输出;另一方面，在驻波热声发动机板叠中气体同固体间换热较差，气体进行的是介于等温和绝热的不可逆热力学循环，所以驻波热声发动机效率低。行波型热声发动机利用的是行波声场，声场中速度波动和压力波动相位相同，并且发动机回热器中气体通道的水力半径远小于气体热渗透深度，所以理论上气体在回热器中进行的是等温热传递，因此行波热声发动机在理论上可以达到比驻波热声发动机更高的热力学效率，从而有着光明的应用前景。

1979年Ceperley首先提出了行波型热声发动机的概念，他发现行波在通过回热器时经历了同理想斯特林循环类似的热力学过程，即压力与速度同相位。由于损失太大， Ceperley在实验中没有得到放大的声功，但他在行波热声发动机方面却做出了开创性贡献。日本的Yazaki做了环形管路行波热声发动机实验，在一定条件下得到放大的声功，从而证明在行波环路中可以实现自维持振荡，但是Yazaki的行波热声发动机效率很低。由于回热器中固体介质同气体介质之间相互热传递时总会不可避免地存在热滞后，理想情况下的行波斯特林热声发动机无法实现， Ceperley和Yazaki都提出，在行波声场中适当引入驻波成份会提高行波热声发动机的效率，但他们没能通过实验证实。美国Los Alamos国家实验室制作了一台行波型热声发动机，通过在行波环路引出一驻波直路，成功地在声场中引入了驻波成分，并在实验中取得42%的相对卡诺效率和30%的热力学效率，这一结果可以同内燃机(25%～ 40%)相媲美，目前他们正努力把这一成果应用于天然气液化 。

近年来，行波热声发动机迫切需要向大功率及大功率密度的方向发展，然而传统型热声发动机由于上述问题的存在无法达到要求。2011年，受多缸斯特林发动机[[30]的启发，中科院理化所罗二仓等提出双作用型行波热声发动机，将多个相同的发动机基本单元通过谐振机构首尾相连而成。双作用是指谐振机构既可以接收上一个单元的声功，也可以向下一个单元提供声功。与传统型行波热声发动机相比，双作用型行波热声发动机取消了庞大的驻波型谐振管与反馈管，体积大幅缩小。同时利用多发动机单元组成多级系统，输出功率可以大幅度提高。所用的谐振机构可以是液体振子、直线电机及行波型谐振管(内部主要为行波声场)等。

2012年，中科院理化所李东辉等建立了一台气液双作用型行波热声发动机，将3台发动机单元连成环路，中间采用U型谐振管连接(图3o谐振管内为液体，发动机内为气体，环路内部形成气液藕合振荡，可充分利用气体的可压缩性和液体的惯性，在提升压力振幅的同时有效降低谐振频率。气液之间采用橡胶薄膜隔离，防止液体溢到发动机内。以1.SMPa的氦气为工质、加热量为1200W的实验条件下，压比高达1.45。然而，由于液体振子的惯性较大，系统在大振幅时振动较大，并且橡胶薄膜易破损，可靠性不高。

早在2007年，中科院理化所罗二仓便提出了在行波回路中可以任意布置多个发动机单元的构想，同时指出可以通过增大回热器面积，降低回热器内气体的振荡速度，进而提高回热器声阻抗、降低载性损失。但由于当时条件所限并没有设计实验样机，该设想也仅停留在理论阶段。2010年，荷兰的 Kees de Block设计制作了一台四单元声学双作用型行波热声发动机，其设计思路与罗二仓提出的设想类似，整个环路由4台完全相同的发动机单元

通过行波型谐振管连接。在验证试验中，当回热器两端温差为132℃时，系统输出到负载的最大声功为18W，实际热效率仅为2.74%。该系统中未设置抑制质量流的装置，也没有添加热缓冲管，限制了其向大温差、大功率方向的发展。 2014年，在之前的研究基础上，罗二仓等提出并设计了声学双作用型行波热声发动机它包含3个或多个行波热声发动机单元，单元之间通过细长的行波谐振管相连 。系统内设置了热缓冲管、次水冷器、质量流抑制元件等，可以显著提高效率。该系统不仅具有传统型行波热声发动机容易起振的优点，还具有双作用型行波热声发动机功率密度大的特点。系统工作频率主要由谐振管长度及行波热声发动机单元决定。同时，细长的谐振管也利于系统结构布置，可以提高系统的紧凑性及实用性。计算表明，3-6个单元较为适合应用:更少的单元数量会导致谐振管长度较大，损失较大;更多的单元数量将使得回热器处驻波分量增大，不利于高效热声转换。实验在不同的充气压力下，各发动机核心单元均可在100 0C以下起振，频率约为63Hz，最高压比接近1.3。

声学双作用型行波热声发动机兼具了传统热声发动机无运动部件、使用寿命长和斯特林发动机结构紧凑、功率密度高等优点，可以说是热声发动机发展过程中一次重要的突破和创新，具有较高的研究价值和实用价值，为热声热机的实用化应用开辟了新途径。

热声技术在早期主要用于驱动行波热声制冷机及脉冲管制冷机，以实现完全无运动部件的制冷系统。热声发电技术的研究相对较晚。

2002年，在NASA的资助下，美国Los Alamos实验室的B ackhaus等人首先开展了热声发电的研究。如图6所示，整个发电系统通过一个行波回路热声发动机驱动2台直线电机构成。发电机除了用于将声功转变为电能，还起到了替代谐振管的作用，有助于减小系统的体积。实验在热端温度与环境温度分别为650摄氏度与30℃的条件下，以18%的最大热电效率获得39W的发电量，以15%的热电效率获得58W的最大发电量。随后，经过改进，该系统可以16.8%的热电效率输出70W声功0。然而，由于行波热声发动机环路出口驻波声场特性，直线发电机工作于驻波声场，必须通过大扫气量来实现声电转换，这对直线发电机工作是不利的 。

2007年，罗二仓等提出采用谐振管来改善直线发电机相位，研制了一台传统型行波热声发动机驱动直线发电机的百瓦级功率演示样机。该系统主要利用谐振管来满足发动机出口声场的要求，直线电机入口处的声场则可以通过直线电机自身结构参数调节，降低了两者的藕合要求。为揭示行波热声发动机与直线电机间的匹配规律、提高热声发电系统的输出功率及效率，他们在后续的研究中重点研究了行波热声发动机的声功输出与负载阻抗间的变化规律，并重新设计了一台行波热声发电系统。2011年，理化所吴张华等通过在氦气中添加4.5 %摩尔体积的氢气，降低了系统的工作频率以更好地实现发动机和发电机间的匹配。在热端温度650℃的条件下，系统的最大发电量与最大热电效率分别为1043 W和19.8%。在此基础上，还进行了太阳能驱动行波热声发电系统的研究。整个系统包括一台行波热声发电机，一架太阳能碟式集热器以及吸热器。

聚光比与设计值相差较大，吸热器的导热效果也不理想，系统获得最大发电量仅为200W。但是该系统验证了利用太阳能进行热声发电的可行性。浙江大学的孙大明等人也设计过一套类似的行波热声发电系统并进行了实验研究

2013年，在双作用型行波热声发动机基础上，吴张华等采用直线电机研制了世界上第一台双作用型行波热声发电系统。每个直线电机包含两个活塞，其中一个活塞作为膨胀活塞接收上一级发动机单元输出的声功，另一活塞作为压缩活塞向下一级发动机单元输入声功，两者的差值用于发电。在热端温度接近650 }C的实验条件下，系统以16.g%的热电效率获得了1.57kW的发电量。直线电机引起的机械阻尼以及各单元之间的不一致性成为制约系统性能的关键因素。在实验样机的基础上，理化所联合中科力函在云南楚雄搭建了一台太阳能双作用行波热声发电机，进一步推动了热声发电的实用化进程。

随着声学双作用行波热声发动机的提出及其具有的独特优势，2014年，吴张华等开始了声学双作用行波热声发电系统的研制。图11所示为声学双作用行波热声发电系统示意图及实验照片，它包含1台声学双作用行波热声发动机与多个直线发电机，直线发电机旁接于谐振管上。为减小振动，2台直线电机对置且动子相向运动。前期实验中，三单元系统获得了4.69kW的最高输出电功以及18.4%的最大热电效率，四单元系统获得了6kW的发电功功率及18%的热电效率，六单元系统获得了7.2kW的发电功率及15%的热电效率。这一工作突破了大功率热声发电技术，相应的研究仍然在进行中。同时，针对太阳能利用的工程样机也正在开发中。

1999年，B ackhaus等设计制作了第一台具有一定实用价值的行波热声发动，该发动机由一个环路与一根驻波谐振管组成，环路部分如图2所示，驻波谐振管长度约为3.74 m，主要部分内径为10.2 cm。环路位于驻波谐振管的速度节点附近，大幅提高了回热器的声阻抗，有效地降低了回热器的粘性损失。环路各部分尺寸的合理设计使得回热器处于行波声场，提高了热声转换效率。此外，该结构还抑制了Gedeon流‘)和Rayleigh流等对发动机效率有着重要影响的质量流效应。实验在热端温度为725℃的条件下，获得710W声功，热效率 30%，可与内燃机、斯特林机相当。之后，该结构成为典型的行波热声发动机结构而被广为研究。

在国内，中科院理化所、浙江大学等机构对传统型行波热声发动机也开展了研究，进一步验证了行波热声发动机相对于驻波热声发动机所具有的优势。2005年，中科院理化究所罗二仓等研制了一台聚能型行波热声发动机，采用一根锥形谐振管代替了原来的等径谐振管，抑制了谐振管内高阶谐波的产生，使能量有效地集中在基频模态上，从而大幅度提高了基频模态的压力幅值与压比。在热端温度为670 0C的条件下，发动机在实验中获得了1.3以上的压比。在输入功率为2960W时，可获得451 W的净输出声功。实验中还观测到了最低730C的起振温度，验证了热声发动机用于回收低品位能源的可行性。在随后的实验中，他们又相继获得了801 W 和1479W的净输出声功。

总体上看，传统型行波热声发动机作为最早的行波热声发动机具有很大的意义，它使得热声发动机的研究进入了一个全新的阶段。然而，由于谐振管及反馈管等较大尺寸管道的存在，传统型行波热声发动机存在功率密度低、声功损耗大、功率放大困难等问题，阻碍了其进一步实用化地发展。