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3 kW 碟式太阳能斯特林发动机换热系统的研究 邹城，麦志豪，李风，张仁元( 广东工业大学 材料与能源学院，广东 广州 510006)摘要: 换热系统是斯特林发动机的关键部件之一 以发电功率达到 3 kW、效率大于 20% 的斯特林机为要求，设计了配套的换热系统，包括吸热器、回热器和冷却器，计算出其理论发电功率为 4. 2 kW，效率达到 28. 6% 此外，还做了 针对冷却器的实验，结果显示冷却器的换热效率达 93. 6% ，符合设计要求关键词: 斯特林发动机; 换热系统; 型中图分类号: U464 9 + 2文献标志码: A文章编号: 1007-7162( 2013) 03-0112-06The Heat Transfer System on 3 kW Dish Solar Stirling EngineZou Cheng，Mai Zhi-hao，Li Feng，Zhang en-yuan( School of Material and Energy，Guangdong University of Technology，Guangzhou 510006，China)Abstract: The heat transfer system is one of the key components of a Stirling engine According to thedesigning requirements that the power generation reaches 3 kW and the efficiency is greater than 20% for the Stirling engines，it designed the supporting heat exchanger system with a heat receiver，a regenerator， and a cooler The theoretical power generation was calculated at 4. 2 kW，its efficiency reaching 28. 6% In addition，it conducted an experiment of the cooler Experimental results show that the efficiency of the cooler heat exchanger is up to 93. 6% ，thus meeting the designing requirementsKey words: Stirling engine; heat transfer system; type环境污染和能源短缺的问题已成为世界各国共同面临的课题，开展对环保可持续性能源的研究已 经显得非常迫切，这其中将斯特林发动机运用在太 阳能聚光装置上来发电被认为是很有前途的，因为 这种碟片聚焦的模式很适合分布式系统，而且投入 不会太大 在当前研究中，碟式热发电系统的光电转换效率最高可达 29. 4% ，因为这种发动机运用了 斯特林循环 ( 两个等容和两 个 等 温 过 程) 能 使 能 量 转化效率接近卡诺循环 但在实际运行过程中碟式 热发电中光电转换效率一般只能达到 17% 左右， 其主要原因在于对换热系统的结构设计与制作工艺上，可以说换热系统的好坏决定了设计的成败1构( 见图 1) ，具有效率较高、结构 紧 凑 等 优 点 根 据给定的反射碟片数据，计算出聚焦太阳光反射到发 动机吸热器的光斑直径约为 180 mm，可设定腔体吸 光口径为 180 mm，活塞直 径 设 定 为 55 mm，根 据 式( 1) 确定其余参数:P = 2BpfV，( 1)P 为功率，3 000 W; p 为循环压力，初始设计峰值为1. 8 MPa，平均为 1. 5 MPa; f 为循环频率，取 20 Hz， 即发动机转速为 1 200 r / min; V 为动力活塞排量; B 为 Beale 数，一般当加热温度在 900 K 的时候，本系 数在 0. 007 1 0. 017 之间，考虑到实际的加工水 平，设计时取小值: 0. 007 12通过式( 1 ) 可计算得出气缸 的 容 积 为: V = 352 cm3 ，进一步计算得出活塞行程为 38 mm，活塞平均 速度 v 为 165 cm / s 缸内采用滑动密封，润滑材料选择耐磨速度在 3. 5 m / s 以下的聚四氟乙 烯，菱形传 斯特林发动机基本参数确定本文所研制的碟式热发电系统斯特林发动机的 功率为 3 kW 作为小型热机采用单缸 型的传动机1收稿日期: 2012-03-26基金项目: 广东工业大学校重大培育专项资助项目( 092006)第 3 期邹 城，等: 3 kW 碟式太阳能斯特林发动机换热系统的研究113动机构内部 配 气 活塞和动力活塞相位角为理论值 60，传动工质用纯度为 99. 9% 的氦气情况下，管的通流容积和工质的流阻损失应尽可能小，用以保证发动机具有较高的功率和效率 综合考 虑，采用环绕管式，图 3 为设计的吸热器设计数模图 样，外部细弯管为吸热器的吸热管，中间空腔装配配 气活塞，下端空腔装配回热器及冷却器 吸热器参数 为:吸热器类 型: 列 管 式; 管 外 径: 8 mm; 管 内 径: 6 mm; 吸 热 器 总 长: 50 cm; 吸 热 器 有 效 吸 热 长 度: 45 cm; 吸热器管束数: 30 个图 1 型斯特林发动机结构简图Fig 1 Structure diagram of stirling engine of type斯特林发动机换热系统的设计斯特林发动机的换热系统包括吸 热 器、回 热 器 和冷却器三部分，其中吸热器连接配气活塞，接收外 部热量并加热封闭系统内的工质，工质受热膨胀进 入回热器储热，然后流经冷却器冷却，最后进入做功 活塞推动活塞运转，其原理图如图 2 所示 下面是针 对吸热器、回热器和冷却器的设计2图 3 吸热器设计图样Fig 3 The heat receive design model吸热器热交换效果计算参考文献4中关于热腔温度的计算方法4:Q H TH = THM 2F，( 2)H AHT T HT式中，TH 为热腔内工质温度，取 900 K; THM 为壁面温度，取 920 K; QH 为对吸热器供应的热量，J; FHT 为工质流经吸热器的时间比例( % ) ，可用吸热器体积与整个循环体积比表示，设计中为管内腔容积与配气 活塞上端体积之和; HT 为吸热器内工质对流换热系数，W / ( m2 K) ，本项目中采用的为氦气，参考文献5里的经验公式及相 关数据，可以计算出其值为 21 157. 9; AHT 为吸热器有效换热面 积，m 根 据 吸 热管参数可以计算出面积为 0. 254 m2 ; 通过式 ( 2 ) 可 以从 理 论 上 计 算 出外部单位时间内需供热量为 8 823. 53 J此外，根据能量交换可以计算出吸 热 器 的 效 率 约为 85. 1% ，该值与中科院的 模 拟 研 究 成 果 ( 该 温 度情况下吸热效率约为 90% ) 比较略有 偏 低6，可 以通过在吸热管四周增设翅片来增大吸热面积，但 用于太阳能最好不要每根都增加，选择各一根增加 效果会更好2 2回热器设计2 2 1回热器的功能及要求回热器装配在吸热器与冷却器之 间，是 换 热 系图 2 型斯特林发动机原理图Fig 2 Schematic diagram of Stirling engine of type2 1吸热器的设计对吸热器的设计，主要考虑的是使 结 构 能 最 大 化吸收能源并传递给工质，但同时不能一味增大吸热面积，因为随着吸热面积的增大，必然会造成系统内部死体积增加，反而会影响最后的效率3吸热器与化工上用的换热器比较 类 似，一 般 采 用管状或肋片状，主要解决吸热管组的通流容积、工 质的流阻损失和吸热管传热能力之间的矛盾，同时 吸热管的尺寸和位置分布形式对发动机的性能影响很大 对吸热管的要求是，在保证必要的传热能力的114广 东 工 业大 学 学 报第 30 卷统非常关键的部件，其功能相当于一种储能设备，即在循环过程中，当工质从系统热端进入回热器时会 释放部分能量给回热器，接着工质在系统冷端返回 时会从回热器中吸收部分热量 由于斯特林发动机 做功的驱动力正是冷热端温度差，所以，回热器内部 存在比较均匀的温度梯度，试想如没有回热器，则在 同样的温差下，吸热端必然要大大增加能量攻击率， 同时冷端也要增加冷却速率，或者将两端的连接管 做到很长，这样会造成能量损失大、做功效率低下等 缺陷，温差越大这种缺陷也会越明显4回热器在工作过程中，其内部温度变化率很大，每秒钟高达 30 000 、温度比 一般在 0. 30 0. 35 之间，同时会造成很大的热应力 所以，为了满足回 热器的使用要求，首先对材料的要求就是热容量比较高，其次要求导热率较大而且具有满足使用要求 的耐热性能等等; 此外，在结构上，回热器需要有一 定的孔隙率，以保证在工质循环流动的冲刷中不至 于产生明显的变形; 最后，回热器需要有足够的换热 面积以保证其基本的功能，但换热面积往往与工质 的流通容积及工质的流阻损失相对立，通流容积越 大，则流阻损失越小，但换热面积越小，所以在设计 过程中要充 分 考 虑回热器内部的力学和传热学问 题 目前，国内外对回热器的研究理论已经发展成 熟，但实验方法有待进一步探究，在实际的回热器选 材上考虑最多的是目数在 200 350 之 间 的 不 锈 钢 丝网，其换热效果较好，可用表面换热面积与单位体 积的比值来进 行衡量，目前该值已经可以做到 300 cm2 / cm36 此外，一般回热器会有向外的辐射热损 失，随着外界温度的变化，有时需要对其进行 补 热， 或者在回热器外部套一个隔热装置2 2 2回热器的设计在回热器的设计中，为了进一步减小无益容积， 将回热器和冷却器设计为一个整体，都采用内径为100 mm 的空腔，其中回热腔的有效长度为 55 mm， 并将回热器套入配气活塞下端，这样可以通过热腔 的高温对回热器进行自行加热而不需要另外设置补 热装置 对于丝网的制作，是将约 400 片钢丝直径为35 m 的不锈钢丝网片冲出直径为 90 mm 的圆片， 然后以 大 概 5 10 的 角 度 分 别 堆 叠 成 柱 形，经 稍微挤压后把四周略微焊接一下，同时为了保证回热 器在使用中不至于变形严重，将烧结好的柱状丝网 片体装入两端开了 120 个孔的套筒内，并 在 外 部 套一个与冷却器连成一个整体的腔，该腔一端是连接冷却器的挡板，另一端与吸热器下端焊接，使用材质 为耐高温不锈钢 图 4 为回热器分体图图 4 丝网结构的回热器分体图Fig 4 Split graph of the regenerator with structure wire mesh2 3 冷却器设计2 3 1 冷却器的设计要求冷却器 的 作 用就是实现斯特林循环中 的“等 温”压缩过程，即将做功活塞工作过程中 产 生 的 热 量通过冷却器( 一般以水作为传热介质) 带走冷却装置应串联在做功活塞腔与 回 热 器 之 间， 属于系统中的低温端，冷却器一般采用管壳式换热 结构 对冷却器的设计要求是在保证足够的冷却面 积条件下，尽量减小死体积和流程阻力损失，但这三者无法全部照顾到，因而只能合理地选择折衷方案概括起来，对冷却器的设计要求主要有两方面:( 1) 结构紧凑且通流容积尽可能小，但管与 管 之间要保持合理的间隙，否则会降低冷却介质的流 动而影响冷却效果;( 2) 管与端板的连接部位密封处理很重要，不能出现漏气或毛刺过大的现象72 3 2 冷却器的设计一般冷却器采用管壳式换热器，而 且 管 的 口 径 很小，内径常常只有 1 2 mm 本设计是要求冷却器 在 1. 8 MPa 下工作，换热效率不低于 90% ，故 对 材 料的选用非常重要，既要具有良好的导热性、机械性 能及焊接性能，同时也要求对工质气体的影响在一 定的许可范围内8 通过对换热量和压降的计算并考虑到实际加工条件，设计的冷却器 采 用 265 根 内 径为 1. 5 mm、外径为 3 mm 的紫铜 T2 毛细管，其有 效换热长度为 100 mm，将它们以正三角形排布方式 并联在两块端盖之间，端盖直径 为 120 mm，毛 细 管 和端盖间的连接是外部采用真空钎焊，并在里端管 连接处涂抹耐高温胶水 ( 耐温 达7 0 0 K ) 如 图5 所第 3 期邹 城，等: 3 kW 碟式太阳能斯特林发动机换热系统的研究115示，壳体也采用紫铜材料，图 6 为回热器和冷却器的一体化效果图TE : 热 腔 ( 膨 胀 腔) 中 工 质 的 温 度，由 于 是 小 型发动机，故取 900 K;VE : 热 腔 ( 膨 胀 腔) 的 扫 气 容 积，可 由 活 塞 尺 寸 计算得出;VC : 冷腔( 压缩腔) 的扫气容积，等于 VE ;VD : 无益容积，包括气缸余隙、加 热 器、回 热 器、冷却器的通流容积及其连接通道、孔口的内部容积之和 : 无益容积比，= VD / VE ，其值约为 1;:中间变量;122 = ( + + 2 cos) 2 ;( + + 4 )1 +图 5 冷却器毛细管的排列方式Fig 5 Capillary arrangement of the cooler:中间变量; = tan 1 ;sin 2 + cos: 扫气容积比， = VC / VE ; : 温度比， = TC / TE ;:热腔活塞领先于冷腔活塞的活塞领先角( 活塞相位角) ，为 60计算可得到指示功为 147. 95 W，算出指示功率 为 4. 2 kW，从结果来看功率满足 3 kW 的设计要求，同时可以计算出平均热效率可达 28. 6% ，也满足效 率要求图 6 回热器与冷却器的一体化效果图Fig 6 Effect Chart of heat exchanger and the cooler in the integration4冷却器实验目前国内对斯特林的研究还仅仅停留在理论阶对理论冷腔温度的计算，可以采用式( 3) 求得QC+ TCM ，( 3)TC = 2FH A段，需要做大量的实验求证，因此在设计实验台的过程中应充分考虑各个部分的可互换性 对冷却器实 验台的设计要求可以检测流体流经冷却器的过程中的进出口温度、压力以及流量等重要参数，因为这些参数可以反 映 出 装置的热能特性与流体动力学特 性，同时可以通过这些参数对冷却器各项理论计算的结果进行检验8-9实验台设计，如图 7 所示，实验台各部分的功能 及检测结果见表 1对冷却器的检验方法较为简单，采用单向吹气的方式进行动态检测 即通过调整压缩机功率为 25 W左右使工质流动速度稳定为 165 cm / s( 活塞平均速 度) ，并对整个装置进行认真检查，确保各密封处无泄 漏，待系统运行平稳后，设置相关测试条件: 冷却器进 口端工质稳定温度为 900 K; 工质流通冷却器的平均流量保持略高于 41. 67 g / s( 根据活塞平均速度计算 得出的理论流经工质质 量) ; 冷却水箱保持温度在 300 K 左右 通过压力检测出来的结果，可以由 PC1 和CT C CT式中 HC 为工质在冷却器中的对流换 热 系 数，W /( cm2 K) ; A 为冷却器有效换热面 积，cm2 ; T为CTCM冷却水出口温度 可据此计算出工质理论出口温度为 345 K换热系统理论热效率的计算发动机的指示功 Wi 是指完成一个工作循环所 得到的有用功，也称为循环功 发动机的功率和指示 功与转速的乘积成正比6-7根据斯密特循环理论，斯特林发动 机 的 指 示 功 是指热腔扫气 容 积 VE 、最 高 循 环 压 力 Pmax ( 或 平 均 循环压力 Pm ) 、温度比 、扫气容积比 、无益容积比 和活塞相位角 的函数，即3 Wi = Pm VE !( 1 ) 1 sin，( 4)1 + ( 1 2 ) 26Pm : 平均循环压力，取 1. 5 10 Pa;TC : 冷腔( 压缩腔) 中工质的温度，取 340 K;116广 东工业大 学 学 报第 30 卷10-11PC2 差值来确定冷却器实际的流阻损失 根据表 2 中的检测结果，可以发现冷却端出口温度比设计的 330 K 略高，误差在 5% 以内 工质流 经冷却器的压 力 降 PC = PC1 PC2 ，根 据 理 论 计 算 结果其值应该为 20. 658 kPa，而实测值比理论值大 约高了 10% ，其主要原因在于冷却器在加工制作过 程中存在局部毛刺和结构局部无倒角等导致流阻略 有增大，应在误差范围内，符合设计要求 最后，可以 计算出能 量 转 换 效 率 为 93. 6% ，该 结 果 比 较 理 想，但还有提升的空间总结从理论上来讲，只要将冷热端温差 提 高 或 增 大 循环压力就可以使功率和效率变大，因此，对于换热 系统的研究往往也是在如何降低各种热损失和提高 总体传热效率 但是，对斯特林发动机的研究是一项 系统工程，不能单纯将某一端推向极点，譬如一味提 高吸热器温度将会导致材料无法耐受，而且速度太 快必然造成活塞与缸壁间的过度磨损，从而出现漏 气并 影响发动机的寿 命，反倒不利 于 功 率 的 提 高12斯特林发动机是一个比较具有难 度 的 课 题，需 要对传动系统、换热系统以及特种加工方式展开广 泛的研究 本文 为 3 kW 功率所设计的换热系统也 只能说在理论上能满足要求，但在具体的制作中会 出现一些不可预料的问题，更何况理论尚不完善，因 此，对于斯特林的研究之路还很漫长13本文是专门针对 3 kW 型配气活塞式斯特林 发动机设计的换热系统，所依据的理论原理均来自当前在模拟方面的成果，在设计中创造性地将回热 器与冷却器连接为一个整体，减小了不必要的流通容积，同时将回热器套入吸热器同一腔体内，在使用中可以不用对回热器补热 从冷却器的实验结果来 看，本次设计的冷却器是成功的，验证了理论的正确 性，并为进一步优化设计提供了相关数据，对斯特林发动机的研究有一定意义5图 7 斯特林发动机冷却器实验台示意图Fig 7 Experimental schematic diagram ofSterling engine cooler表 1 实验台各部件功能表The member function of experiment tableTab 1序号部件名 / 参数符号作用 / 含义1234567891011管道循环增压泵冷却盘管 冷却器 循环水箱 电阻加热丝 温度控制器 压缩机M1TC1 / TC2PC1 / PC2MC促进冷却水循环带风扇，促进水空冷 加工实物 装置水冷却器 模拟工质温度 调节工质温度 模拟工质压力 冷却水流量 工质在进 / 出口温度 工质在进 / 出口压力 工质流量表 2 为经相同条件下所做的多次实验数据结果表表 2 冷却器检测数据结果表Tab 2 The result table of test data about chillerMC/ ( gs 1 )序号T1 / KTC1 / KTC2 / KPC / kPa1234567891030230330130230229829730330130090090090090090090090090090090034034533934233833934334034134021 98221 85622 13522 09621 99621 89222 06322 10521 88922 11441 98541 88442 05141 66741 56241 62641 76342 06841 57942 152参考文献:1 李斌，李 安 定 太 阳 能 发 电 技 术J 电 力 设 备，2004，5( 4) : 80-82Lin Bin，Li An-ding Solar power generation technologyJ Power Equipment，2004，5( 4) : 80-822 Halit Karabulut，Hseyin Serdar Ycesu，Can Cinar，et alAn experimental study on the development of a -type Stirling engine for low and moderate temperature heat sourcesJ Applied Energy 2009( 86) : 68-733 刘志刚，张春平，赵耀华，等 一种新型腔式吸热器的设 平均值300 9900340 722 01341 834第 3 期邹 城，等: 3 kW 碟式太阳能斯特林发动机换热系统的研究117计与实验研究J 太阳能学报，2005，26( 3) : 6Liu Zhi-gang，Zhang Chun-ping，Zhao Yao-hua，et al The design and experiments of a new cavity absorberJ Solar Transaction，2005，26( 3) : 64 杨征 斯特林发动机及碟式太阳能热发电系统的模拟和 优化D 北 京: 北 京工业大学环境与能源工程学 院，20085 顾守岩，张卢伟，安志强 压力对气体强制对流传热系数 的影响J 辽宁化工，2009，38( 10) 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