直線電機驅(qū)動雙作用行波熱聲熱泵的理論與實驗研究

趙陽陳燕燕羅二倉周 遠

(1中科院低溫工程學(xué)重點實驗室中科院理化技術(shù)研究所 北京 100190；2中國科學(xué)院大學(xué) 北京 100049)

直線電機驅(qū)動雙作用行波熱聲熱泵的理論與實驗研究

趙陽1，2陳燕燕1羅二倉1周 遠1

(1中科院低溫工程學(xué)重點實驗室中科院理化技術(shù)研究所 北京 100190；2中國科學(xué)院大學(xué) 北京 100049)

采用蒸氣壓縮循環(huán)的傳統(tǒng)熱泵在較低的環(huán)境溫度工況下工作時，其運行效果及效率均有所下降，對此本文首先提出了一種全新的熱泵系統(tǒng)，即由直線電機驅(qū)動的雙作用行波熱聲熱泵環(huán)路系統(tǒng)，并在模擬優(yōu)化計算的基礎(chǔ)上取環(huán)路系統(tǒng)中的一個獨立單元搭建了系統(tǒng)測試實驗平臺。通過改變運行工況，對雙作用熱聲熱泵的核心部件進行了初步測試，實驗結(jié)果驗證了計算模型的準確性，且實驗重復(fù)性較好。在現(xiàn)有實驗條件下，環(huán)境溫度－20℃，供熱溫度50℃，熱泵核心部件凈消耗聲功不超過200 W，單元熱泵實驗臺的泵熱量最高可達到260 W，此時制熱COP可達到2.1。通過調(diào)節(jié)聲場特性改變輸入到系統(tǒng)中的聲功，在上述溫度工況下可獲得最大制熱COP為2.4；如果環(huán)境溫度升高至0℃，系統(tǒng)制熱COP還可以提升至3.0以上。

低溫?zé)岜?；行波雙作用；熱聲熱機；交變流動

能源已成為當今人類社會不可或缺的重要組成部分，隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人類對能源的依賴也日趨增長，能源短缺和環(huán)境污染等問題變得日益突出，“節(jié)能減排”已經(jīng)成為一個世界性問題。而中國的發(fā)展模式和能源結(jié)構(gòu)決定了“節(jié)能減排”的重要性。隨著人民生活水平和日常需求的提高，通常在我國建筑能耗占社會總能耗的1/3左右，而建筑能耗中，北方地區(qū)采暖能耗就占到了全國建筑總能耗的24.63%[1]。因此，如何在保證居民生活水平、確保生活和工作環(huán)境舒適度的前提下，減少北方地區(qū)冬季采暖能耗具有非常重要的意義。而熱泵作為一類環(huán)境友好、消耗少，效率高的空氣調(diào)節(jié)系統(tǒng)已經(jīng)在這一領(lǐng)域發(fā)揮著它的作用。K.J.Chua等[2]在一篇關(guān)于熱泵發(fā)展的綜述中也明確指出，熱泵已成為能源回收再利用的關(guān)鍵技術(shù)，而與此同時更多創(chuàng)新技術(shù)也將被廣泛需求。

當然，熱泵作為近幾十年才開始蓬勃發(fā)展的新技術(shù)也面臨著挑戰(zhàn)，蒸氣壓縮式傳統(tǒng)熱泵在循環(huán)溫差提高的過程中性能變差的問題更是制約了熱泵的應(yīng)用范圍。Wang Ruixiang等[3]在傳統(tǒng)空氣源熱泵基礎(chǔ)上增加了一部分毛細管輔助循環(huán)，提高壓縮機吸氣密度，使用非共沸混合物R407C為制冷劑，使系統(tǒng)在環(huán)境溫度－10℃工況下可以穩(wěn)定運行?？疾煨孪到y(tǒng)在北京地區(qū)冬季建筑供暖的實際運行效果與傳統(tǒng)熱泵比較，制熱量是傳統(tǒng)熱泵的3倍，COP提高了35%。Li Xianting等[4]計算并搭建了空氣源吸收式熱泵系統(tǒng)，用于提供生活熱水，選用溶液為 H2O/LiBr和NH3/LiNO3。該系統(tǒng)分別在四個城市進行了適用實驗，節(jié)能率在18% ～42%之間，在環(huán)境溫度－10℃，冷凝器溫度50℃的工況下，使用NH3/LiNO3的熱泵其制熱COP可達到1.2。Ho-Saeng Lee等[5]搭建了以R32/R152a混合物為制冷劑的水源熱泵測試平臺，并在相同制冷/制熱量條件下與R22系統(tǒng)進行比較，冬季熱泵工況為－7/41℃。實驗結(jié)果表明采用該混合制冷劑可使壓縮機耗功減少13.7%同時COP提高15.8%，同時混和制冷劑的充注量與R22系統(tǒng)比較也減少了26.8%，此工況下系統(tǒng)COP可達到3.0以上。Dong Ho Kim等[6]在模擬優(yōu)化計算的基礎(chǔ)上建立了雙級壓縮空氣-水源熱泵，采用 R134a和R410A分別做兩級的制冷劑，實驗結(jié)果表明，在環(huán)境溫度－7℃，泵熱量15 kW的工況下，隨熱端入口水溫需求升高，系統(tǒng)COP呈現(xiàn)下降趨勢，在水溫25℃時COP可達2.5以上，當水溫升高到55℃時，系統(tǒng)COP降至1.9～2.0之間；同時降低環(huán)境溫度也會使系統(tǒng)COP大幅度下降。Wei Yang[7]在中國湘潭建立了直接膨脹式土壤源熱泵實驗系統(tǒng)，并與傳統(tǒng)土壤源熱泵進行比較，運行效果有一定的提高:溫度工況設(shè)定冷端蒸發(fā)溫度4.8℃和13.5℃，熱端冷凝溫度為50℃，獲得的平均制熱COP為4.73。

低溫?zé)岜眉夹g(shù)近年來不斷推陳出新，在傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上不斷改進，清華大學(xué)石文星[8]總結(jié)了近年來熱泵系統(tǒng)的優(yōu)化方法，包括液體/蒸氣噴射技術(shù)、室外換熱器優(yōu)化、余熱蓄熱及新型融霜技術(shù)等等。本文結(jié)合熱泵系統(tǒng)的理論優(yōu)勢，提出了一種全新的電驅(qū)動雙作用行波熱聲熱泵系統(tǒng)，該熱泵采用直線壓縮機驅(qū)動，工作在較低的環(huán)境溫度下以模擬我國北方冬季的寒冷天氣，與傳統(tǒng)熱泵比較，該新式熱泵系統(tǒng)的優(yōu)勢在于:采用氦氣為工質(zhì)對環(huán)境無污染，同時通過聲波震蕩實現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換，系統(tǒng)壓比遠低于傳統(tǒng)壓縮機，運行更加穩(wěn)定高效；采用直線電機可使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更簡單，其內(nèi)除活塞外無其他運動部件，活塞運動依靠電磁共振便于維護且壽命更長；與傳統(tǒng)熱泵不同，增大循環(huán)溫差更有利于熱能與聲能充分轉(zhuǎn)換，因此該熱泵的研究對解決傳統(tǒng)熱泵的局限性有重要的意義及促進作用。

1 基本原理

新型雙作用行波熱聲熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中雙作用的概念源于雙作用斯特林熱機，是指壓縮活塞與膨脹活塞同時集于一個活塞，其前后端面分別起到壓縮和膨脹的作用。該系統(tǒng)由三個完全相同的部分組成，每一個部分都包括雙作用壓力波發(fā)生裝置和熱泵核心單元；沿著聲功的輸入方向，熱泵核心單元各部分依次包括次低溫換熱器、熱緩沖管、高溫換熱器、回?zé)崞骱椭鞯蜏負Q熱器等部分，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。每個熱泵單元的工作狀態(tài)理論上應(yīng)完全一致，三個熱泵單元的邊界具有周期性，兩兩之間相同位置的波動壓力及體積流率的相位差為120°，因此系統(tǒng)能夠通過結(jié)構(gòu)實現(xiàn)聲場、流場的調(diào)相。熱泵核心單元中回?zé)崞鲀?nèi)體積流率與波動壓力之間的相位差在10°～30°之間處于行波聲場。該熱泵系統(tǒng)理論上具有潛在的高效率，與雙作用斯特林熱機相比最大的優(yōu)勢在于:使用熱緩沖管解決了斯特林系統(tǒng)中膨脹活塞必須位于低溫區(qū)的問題；采用直線壓縮機使整個系統(tǒng)形成共振，通過調(diào)節(jié)輸入電壓輕松改變制冷/泵熱量。

圖1 雙作用行波熱聲熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic of the travelling-wave thermoacoustic heat pump

2 系統(tǒng)設(shè)計優(yōu)化

實驗室已開發(fā)研制完成的直線壓縮機采用氦氣為工質(zhì)，諧振頻率80 Hz，最高工作壓力5 MPa，熱泵入口處直線壓縮機活塞的振動位移幅度為6.5 mm，活塞直徑75 mm。本文通過計算設(shè)計了可以與現(xiàn)有壓縮機匹配的熱泵核心單元:高溫換熱器設(shè)計供熱溫度為50℃，考慮實際使用目的是為嚴寒地區(qū)提供冬季供暖，故熱泵低溫換熱器設(shè)計工作溫度為－20℃。依據(jù)線性熱聲學(xué)基本原理[9]，通過數(shù)值模擬確定和優(yōu)化熱泵核心部件結(jié)構(gòu)尺寸，本文采用美國Los Alamos國家實驗室Swift等[10]開發(fā)的用于模擬計算熱聲裝置及其它一維聲學(xué)裝置的軟件:DeltaEC(Design-Environment for Low-Amplitude Thermoacoustic Energy Conversion)，針對不同功效部件的特性對其結(jié)構(gòu)進行模擬，并計算系統(tǒng)整體運行效果，最終確定每個部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。本文設(shè)定系統(tǒng)COP為優(yōu)化目標，通過計算得到熱泵核心部件的基本結(jié)構(gòu)尺寸及其性能參數(shù)如表1、表2所示。

圖2 熱泵單元各部分結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Detail of one heat pump section

表2 雙作用行波熱聲熱泵獨立熱泵單元運行效果Tab.2 Simulation result of operation performance in one single unit of the TWTAHP system

3 計算結(jié)果分析

3.1 熱緩沖管對熱泵性能的影響

熱緩沖管壁厚增加將會導(dǎo)致管壁軸向?qū)釒淼穆嵩黾訌亩绊憻岜弥心芰哭D(zhuǎn)換，但本文中循環(huán)溫差最大為70 K，此項損失對泵熱量的影響非常小。如圖3所示為熱緩沖管長度變化對系統(tǒng)泵熱量和COP的影響，泵熱量隨著熱緩沖管長度增加不斷減小，而COP隨著熱緩沖管長度的增加會出現(xiàn)峰值。因此在優(yōu)化過程中可參考COP的最大值選取合適的熱緩沖管長度。

圖3 熱緩沖管長度變化對系統(tǒng)泵熱量/COP的影響Fig.3 Performance curve with changing the length of buffer tube

3.2 換熱器對熱泵性能的影響

換熱器是整個熱泵系統(tǒng)中進行熱量交換的最重要部件，實現(xiàn)不同流體間充分熱交換和控制流體流動阻力往往是矛盾的，在減小換熱器水力半徑增大單位體積內(nèi)換熱面積的同時總是會增加粘性損失。本文中的換熱器均采用單程管殼式換熱器，管束采用等三角形叉排，工質(zhì)在管程，載熱/冷流體在殼程。此處僅以高溫換熱為例考察換熱器設(shè)計優(yōu)化的主要影響因素。圖4給出了高溫換熱器的不同管束直徑在不同孔隙率下能夠獲得的最高COP，可以看到管束直徑對COP的影響較大，管束直徑越小系統(tǒng)能獲得的效率就越高，同時孔隙率的改變對COP的影響也更加明顯。當固定孔隙率為0.3時，管束直徑0.1 mm時，COP為2.9；管束直徑2 mm時，COP為2.46。管束直徑擴大了20倍，COP下降了約16%。

圖5給出了管束直徑和孔隙率變化對系統(tǒng)泵熱量的影響，隨著孔隙率的增加，泵熱量會逐漸減小，管束直徑越大，泵熱量隨孔隙率變化的趨勢越明顯。同時，相對不同的管束直徑均有對應(yīng)的最優(yōu)換熱器長度，因此在確定熱泵單元結(jié)構(gòu)尺寸時需綜合考慮到主要影響因素。

圖4 不同管束直徑不同孔隙率下對應(yīng)的COP變化Fig.4 COP curve with changing in the diameter and volumetric porosity of tubes in HX

圖5 不同管束直徑不同孔隙率下對應(yīng)的泵熱量變化Fig.5 Heating capacity curve with changing in the diameter and volumetric porosity of tubes in HX

3.3 回?zé)崞鲗岜眯阅艿挠绊?/p>

熱聲系統(tǒng)中最為關(guān)鍵的熱力部件是回?zé)崞?，此處的回?zé)崞餍枰艽蟮膿Q熱面積，其水力半徑通常小于流體的熱穿透深度，固體介質(zhì)的橫向尺寸要小于材料的熱穿透深度，本文選用了不銹鋼絲網(wǎng)作為回?zé)崞鲀?nèi)部填充物。圖6和圖7分別為不同絲徑絲網(wǎng)在不同孔隙率下對系統(tǒng)COP和泵熱量的影響。

從圖中可以看到在任何絲徑參數(shù)下，隨孔隙率增加，熱泵系統(tǒng)的COP和泵熱量均會出現(xiàn)先增大后減小的趨勢，即存在對應(yīng)的最佳值。其中，曲線獲得的極值點均隨絲徑的增加不斷向孔隙率降低的方向偏移。最優(yōu)COP可以達到2.7，最優(yōu)泵熱量可以達到2250 W。同理，回?zé)崞鏖L度的選擇也要依據(jù)絲網(wǎng)參數(shù)進行合理匹配。

圖6 不同參數(shù)絲網(wǎng)型回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)COP的影響Fig.6 COP curve with changing in different wire mesh regenerator

圖7 不同參數(shù)絲網(wǎng)型回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)泵熱量的影響Fig.7 Heating capacity curve with changing in different wire mesh regenerator

4 單元熱泵實驗結(jié)果及分析

單元熱泵實驗臺可以用來驗證計算模型的可靠性及預(yù)測雙作用系統(tǒng)中可能出現(xiàn)的問題。單元實驗臺的主要結(jié)構(gòu)包括:一組對置式壓縮電機、一組熱泵核心單元和一組對置式膨脹電機。壓縮電機提供熱泵單元入口所需要的聲功，膨脹電機回收熱泵出口聲功，通過調(diào)節(jié)壓縮電機輸入電壓和膨脹電機外接電阻改變膨脹電機的電阻抗調(diào)節(jié)系統(tǒng)聲場，模擬雙作用行波熱聲熱泵的工作模式。

可控制和調(diào)節(jié)的參數(shù)主要有:系統(tǒng)平均壓力、運行頻率、泵熱溫度、環(huán)境溫度、壓縮機活塞位移/膨脹側(cè)活塞位移、熱泵進出口體積流率相位差等。表3給出了本文實驗中所用熱泵單元的結(jié)構(gòu)參數(shù)。表4給出了兩組對置式電機的基本工作參數(shù)。

本文搭建的單元實驗臺結(jié)構(gòu)圖如圖8所示，實物照片見圖9所示。依據(jù)雙作用環(huán)路系統(tǒng)的計算結(jié)果，壓縮機需要提供2000 W以上的聲功才能實現(xiàn)預(yù)期的泵熱量，但實際實驗中受到現(xiàn)有壓縮機的限制只能提供600 W左右的聲功，從而使泵熱量的結(jié)果會與計算設(shè)計有一定差異。

表3 熱泵單元各部分結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.3 The structure of the heat pump section in TWTAHP system

實驗過程中，通過調(diào)節(jié)低溫換熱器中加熱棒的加熱量控制低溫換熱器的溫度以模擬環(huán)境溫度；通過調(diào)節(jié)輔助散熱風(fēng)冷盤管中的循環(huán)水流量和外部風(fēng)量控制泵熱量溫度；通過調(diào)節(jié)壓縮機輸入頻率和電壓可以控制壓縮機運行參數(shù)；通過調(diào)節(jié)膨脹電機外部電路中的外接電阻值，可以控制熱泵單元進出口體積流率相位差和入口體積流率幅值從而可以改變熱泵單元中的聲場特性。

實驗系統(tǒng)中的溫度測量均采用中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所低溫計量站標定的鎧裝鉑電阻溫度計，標定區(qū)間為52 K～373 K，測量精度0.1 K，溫度漂移系數(shù)＜0.01%/℃。高溫換熱器的溫度測點布置在高溫換熱器的進出口處的儲液器中，溫度計超過2/3全部進入水中；低溫換熱器的溫度測點布置在其軸線對稱位置，溫度計插入換熱器銅塊中。系統(tǒng)壓力測量測點分別布置在壓縮電機壓縮腔、膨脹腔和膨脹電機背腔；采用昆侖海岸傳感器技術(shù)中心研制的壓阻式壓力傳感器測量系統(tǒng)平均壓力和壓縮腔波動壓力，量程0 ～10 MPa，精度±0.25%，最高響應(yīng)頻率1000 Hz；采用PCB壓電式壓力傳感器精確測量兩端電機的壓力波動。

表4 對置式電機基本工作參數(shù)Tab.4 Linear pressure wave generator parameters

圖8 單元熱泵實驗臺原理圖Fig.8 Schematic of the single unit of the TWTAHP system

4.1 可重復(fù)性實驗

在充氣壓力4 MPa，運行頻率84.6 Hz，供熱溫度50℃，環(huán)境溫度－20℃時，同時固定兩端電機運行參數(shù)，進行多次重復(fù)實驗。針對我們最關(guān)心的泵熱量、熱泵單元消耗聲功和系統(tǒng)COP獲得的實驗曲線分別如圖10～圖12所示。

從實驗結(jié)果來看，本文中實驗系統(tǒng)在上述工況下運行較穩(wěn)定，由于COP需通過二次計算得到，曲線略有偏差，從整體性能參數(shù)的實驗結(jié)果來看，實驗重復(fù)性較好。

圖9 單元熱泵實驗臺照片F(xiàn)ig.9 The photograph of testing experimental apparatus

4.2 不同溫度工況下實驗結(jié)果及分析

通過改變在低溫換熱器處提供的低溫?zé)嵩醇訜峁β剩疚臏y試了單元熱泵系統(tǒng)在不同環(huán)境溫度下的運行效果。保持充氣壓力為4 MPa，工作頻率84.6 Hz，泵熱溫度恒定在50℃，此時改變低溫端環(huán)境溫度分別為－20℃、－10℃和0℃，電機參數(shù)與前述實驗保持一致。

圖10 三次實驗泵熱量對比Fig.10 Curves of heating capacity in the three same experiments

圖11 三次實驗熱泵單元消耗聲功對比Fig.11 Curves of consuming acoustic power in the three same experiments

圖12三次實驗系統(tǒng)COP對比Fig.12 Curves of heat pump COP in the three same experiments

圖13 為不同環(huán)境溫度下，熱泵單元消耗聲功隨膨脹機外接電阻變化的曲線。隨環(huán)境溫度下降，熱泵需要消耗的聲功就越大，即循環(huán)要想在增大溫差的情況下實現(xiàn)預(yù)期效果必會以消耗輸入功量為代價，這與傳統(tǒng)熱泵是一致的。

圖13不同環(huán)境溫度下熱泵消耗聲功曲線Fig.13 Curves of consuming acoustic power indifferent environment temperatures

圖14 所示為泵熱量隨環(huán)境溫度的變化情況，在本文實驗條件下環(huán)境溫度對泵熱量的影響并不明顯，原因主要是輸入聲功較小，泵熱量基數(shù)小。但與圖13比較可知環(huán)境溫度對消耗聲功的影響大于對最終系統(tǒng)泵熱量的影響。

圖14 不同環(huán)境溫度下泵熱量變化曲線Fig.14 Curves of heating capacity in different environment temperatures

圖15 不同環(huán)境溫度下熱泵COP變化曲線Fig.15 Curves of heat pump COP in different environment temperatures

因此，我們可以在圖15中看到該熱泵系統(tǒng)的COP隨溫度的變化也是十分顯著的。在－20/50℃工況下，我們獲得最大泵熱量260 W，此時制熱COP 為2.1；通過調(diào)節(jié)膨脹電機外接電阻改變聲場和聲功量輸入，我們在該工況下可以獲得最大制熱COP將近2.4。同時，如果升高環(huán)境溫度至0℃，系統(tǒng)性能會有大幅度提升，此時制熱COP可超過3.0，此時也有將近250 W的泵熱量。

5 結(jié)論

本文針對傳統(tǒng)熱泵在低環(huán)境溫度工況下效率低、運行成本高等問題首先提出了一種新式熱泵系統(tǒng)，即直線電機驅(qū)動雙作用行波熱聲熱泵系統(tǒng)，之后在模擬優(yōu)化計算的基礎(chǔ)上設(shè)計了一個單元實驗熱泵測試實驗系統(tǒng)。

1)模擬計算得到如下結(jié)論:在熱泵核心部件各結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)中，對系統(tǒng)性能影響最大的是回?zé)崞鞑糠?，回?zé)崞鲬?yīng)盡量選擇絲徑小且孔隙率高的填充物。在長度適宜的前提下，換熱器孔隙率對系統(tǒng)影響較小，而換熱器內(nèi)管束直徑對系統(tǒng)影響較大；

2)依據(jù)數(shù)值模擬的優(yōu)化計算，設(shè)計了單元熱泵實驗系統(tǒng)。在環(huán)境溫度－20℃，供熱溫度50℃時，單元熱泵實驗臺可提供260 W泵熱量，此時制熱COP可達到2.1。實驗可重復(fù)性非常好，驗證了系統(tǒng)穩(wěn)定性；

3)環(huán)境溫度改變對系統(tǒng)制熱性能的影響非常顯著，提高環(huán)境溫度至0℃，制熱COP可以提升至3.0以上，而泵熱量也可以達到250 W左右。

電驅(qū)動雙作用行波熱聲熱泵技術(shù)有著非常廣闊的應(yīng)用前景和市場，但是技術(shù)還不夠成熟，關(guān)鍵機理還需要進一步深入研究。

[1] 江億.中國建筑能耗現(xiàn)狀及節(jié)能途徑分析[J].新建筑，2008(2):4-7.(Jiang Yi.Chinese building energy consumption situation and energy efficiency strategy[J].New Architecture，2008(2):4-7.)

[2] K J Chua，S K Chou，W M Yang.Advances in heat pump systems:A review[J].Applied Energy，2010，87: 3611-3624.

[3] Wang Ruixiang，Xie Guozhen，Wu Qinpin，et al.An air source heat pump with an advanced cycle for heating buildings in Beijing[J].Energy Conversion and Management，2011，52(2):1493-1500.

[4] Li Xianting，Wu Wei，Zhang Xiaoling，et al.Energy saving potential of low temperature hot water system based on air source absorption heat pump[J].Applied Thermal Engineering，2012，48:317-324.

[5] Ho-Saeng Lee，Hyeon-Ju Kim，Dory-gyu Kang，et al. Thermodynamic performance of R32/R152a mixture for water source heat pumps[J].Energy，2012，40(1):100-106.

[6] Dong Ho Kim，Han Saem Park，Min Soo Kim.Optimal temperature between high and low stage cycles for R134a/ R410A cascade heat pump based water heater system[J]. Experimental Thermal and Fluid Science，2013，47: 172-179.

[7] Wei Yang.Experimental performance analysis of a directexpansion groundsource heat pump in Xiangtan，China [J].Energy，2013，59:334-339.

[8] 石文星.低溫?zé)岜眉夹g(shù)在日本的進展[J].暖通空調(diào)，2008，38(12):26-34.(Shi Wenxing.Development of the low temperature air source heat pump in Japan[J].Journal of HV＆AC，2008，38(12):26-34.)

[9] Swift G W.Thermoacoustics:A unifying perspective for some engines and refrigerators[J].The Journal of the A-coustical Society of America，2003:113-2379.

[10]Bill Ward，John Clark，Greg Swift.Design environment for low-amplitude thermo acoustic energy conversion[M]. DELTAEC Version6.2 Users Guide，2008.

Numerical Simulation and Experimental Study on a Linear-compressor Driven Traveling-wave Thermoacoustic Heat Pump

Zhao Yang1，2Chen Yanyan1Luo Ercang1Zhou Yuan1

(1.The Key Laboratory of Cryogenics of CAS，Technical Institute of Physics and Chemistry，CAS，Beijing，100190，China；2.Graduate University of Chinese Academy of Sciences，Beijing，100049，China)

Heat pump systems，offering economical alternatives in recovering waste heat from different sources for various industrial，commercial and residential applications，is considered to be a very environmentally-friendly heat and power transfer system.In this paper，to solve the problems of traditional vapor compression heat pump，a novel travelling-wave thermoacoustic heat pump(TWTAHP)is presented to meet the requirement of working in ultra-low temperature.Base on the theoretical simulation and structure optimization，we have built an experimental apparatus for preliminary test，which is only one single unit of the whole TWTAHP system.Results show that the simulation and the testing results were agreeable as expected.Under the－20℃ environment temperature and the 50℃heating temperature，we could obtain a maximal COP of 2.1 and 260 W heat pumping capacity for one single unit by consuming acoustic power less than 200 W.Furthermore，a COP above 3.0 was achieved when the cold temperature was raised to 0℃.

ultra-low temperature heat pump；travelling-wave double-action；thermoacoustic machine；cyclic flow

TQ051.5；TB61＋1

A

0253－4339(2014)05－0007－07

10.3969/j.issn.0253－4339.2014.05.007

羅二倉，男(1967－)，博士，中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所研究員，中科院低溫工程學(xué)重點實驗室主任，(010)82543750，E-mail:Ecluo＠m(xù)ail.ipc.ac.cn。研究方向:新型制冷，熱聲技術(shù)，太陽能利用。

國家科技部基礎(chǔ)研究項目(2010CB227303)資助項目。(The project was supported by the National Basic Research Program of the Ministry of Science and Technology(No.2010CB2273037).)

2013年12月13日

About the corresponding author

Luo Ercang(1967－)，Ph.D.，professor and director，the Key Laboratory of Cryogenics，Technical Institute of Physics and Chemistry，(010)82543750，E-mail:Ecluo＠m(xù)ail.ipc.ac.cn. Research fields:novel refrigeration technology，thermoacoustic technology，and solar energy utilization.