低振动大冷量气动斯特林制冷机的设计与试验研究

李 娜 蒋珍华 蔡 诗

(1中国科学院上海技术物理研究所 上海 200083)

(2上海理工大学能源与动力工程学院 上海 200093)

1 引言

气动斯特林制冷机又称自由活塞式斯特林制冷机(FPSC)，其特点是膨胀机采用气体驱动。自由活塞斯特林制冷机具有结构紧凑、效率高、重量轻、运动部件少等优点，在轻量化方面具有明显优势。然而随着冷量增加，气动膨胀机排出器质量增大，导致冷指振颤力过大，限制了其在红外探测器领域的应用。为了满足红外焦平面探测器使用需要，实现大冷量轻量化气动斯特林制冷机的空间应用，迫切地需要研制低振动、轻量化的空间大冷量制冷机。本文开展了低振动大冷量气动膨胀机的设计工作，并给出了原理样机的试验结果。

2 国内外现状

目前国外生产大冷量气动斯特林制冷机产品的公司主要有:以色列 RICOR、法国Thales、美国 SUNPOWER，中国科学院上海技术物理研究所，表1中是这几家公司的产品对比［1-3］，这几款制冷机由于冷量大，膨胀机动子质量大，导致冷指振动力均较大，无法直接应用于红外焦平面探测器制冷。

表1 国内外大冷量气动制冷机性能Table 1 Performance of high capacity pneumatically driven split-Stirlingcryocooler in China and foreign countries

3 制冷机结构设计

低振动大冷量气动斯特林制冷机由一台线性动磁压缩机驱动气动膨胀机，压缩机部分采用中国科学院上海技术物理研究所研发的动磁压缩机，膨胀机部分采用新结构的气动膨胀机将在文中详细介绍。

减小膨胀机振动有3种方法。一是增加主动减振装置［4］，二是增加被动减振装置［5］，第三是通过减小动子质量达到减小膨胀机振动的目的。主动减振这一减振手段在牛津型斯特林制冷机中广泛使用，但主动减振装置使膨胀机的结构趋于复杂，增加了整机重量，违背了轻量化的初衷;被动减振的方法在SUNPOWER的气动制冷机中使用，但减振效果有限，其同样增加了整机重量;本文从减小动子质量方面出发，设计一种低振动的大冷量气动膨胀机。传统的气动膨胀机采取的是蓄冷器与排出器集成的方式，见图1，金属丝网填料填置在排出器的空心壳体内，与排出器一起做往复运动，使得动子质量大，振动力大。本项目拟采用蓄冷器与排出器分置的方式，将蓄冷器丝网填料置于排出器外侧成环形布置，使得排出器成为一个空心的壳体，见图2，这种结构将大大减小排出器的质量，有效地降低冷指振动。

4 结构及运行参数设计

4.1 蓄冷器设计

图1 蓄冷器与排出器集成的气动膨胀机结构图Fig.1 Schematic diagram of a pneumatically expander with integrated displacer and regenerator

图2 采用环形蓄冷器的气动膨胀机结构图Fig.2 Schematic diagram of a pneumatically expander with a ring form regenerator

研究设计目标是在80 K时有6 W的制冷量，参照上海技术物理研究所已研制的80 K@6 W气动分置式斯特林制冷机，选定了蓄冷器的截面积，对于80 K温区，选用200目不锈钢丝网填料，然后使用制冷机一维数值模拟软件计算合适的蓄冷器长度。图3是不同充气压力下冷量随蓄冷器长度的变化曲线，可见冷量随着蓄冷器长度的增加先呈增加趋势，当蓄冷器长度增加到一定程度，冷量的增大趋势变缓，蓄冷器长度继续增加，冷量开始下降。蓄冷器长度并非越长越好，这是因为随着氦气在蓄冷器长度方向温度的降低，氦气的热渗透深度降低，因此蓄冷器长度过长，氦气与填料的换热效率反而下降。由图3可见，蓄冷器长度在65¯70 mm时，各充气压力下制冷量均最优，本文选取蓄冷器填料长度65 mm。

4.2 弹簧刚度

膨胀机为自由活塞式，膨胀机与压缩机的相位调节依靠调整膨胀机弹簧刚度进行，图4是在选定的结构参数下，对膨胀机弹簧刚度进行优化的结果，可见，对于给定结构尺寸的蓄冷器，改变充气压力，其最优弹簧刚度基本不变，对于本研究设计的蓄冷器，最优弹簧刚度约在2 800 N/m。

图3 制冷量随蓄冷器长度的变化Fig.3 Capacity and COP vs.length of regenerator

图4 不同充气压力下冷量、COP随弹簧刚度的变化Fig.4 Capacity and COP vs.spring stiffness under different charging pressure

4.3 热力参数优化

在选定的蓄冷器结构参数和膨胀机弹簧刚度下，对整机的运行参数进行优化设计。

4.3.1 充气压力

图5为制冷量与COP随充气压力的变化曲线，该COP为SAGE软件计算冷量与压缩机出口PV功的比值。可见，充气压力越大，冷量越大。但是如果为了获得大冷量，一味提高充气压力，可能会造成压缩机气体弹簧刚度Kgas大幅增加，根据频率计算公式，充气压力过大会导致压缩机工作频率大幅上升，使得压缩机偏离其机械共振频率，因而压缩机效率降低，整机效率随之降低;并且过大的充气压力对制冷机制作密封工艺的要求会大幅增加。

图5 冷量和COP随充气压力的变化Fig.5 Capacity and COP vs.charging pressure

图6为不同充气压力下，制冷量与压缩机行程的关系，压缩机行程越大，制冷量越大，为了保证制冷机寿命，不希望其长期在满行程下工作，通常希望额定冷量在压缩机80%行程时产生，对于压缩机，80%行程约为10 mm，为了在10 mm行程下能获得80 K@6 W的冷量，需要充气压力达到3.2 MPa以上。综合以上分析，需要在3.2 MPa附近通过试验获得合适的充气压力。

图6 不同充气压力下制冷量随压缩机行程的变化Fig.6 Capacity and COP vs.displacement of compressor under different charging pressure

4.3.2 运行频率

图7为不同充气压力下，膨胀机效率随运行频率的变化，可见，对于该款膨胀机来说，最佳运行频率在48¯50 Hz。

5 样机试验

5.1 制冷性能测试

图7 不同充气压力下膨胀机效率随运行频率的变化Fig.7 Efficiency of expander vs.operation frequency under different charging pressure

对设计制作的样机开展性能测试，图8为该样机的实物照片。图9为试验获得的不同充气压力下膨胀机、整机效率与频率的关系，可见该膨胀机效率较优的范围在各充气压力下均为46¯48 Hz，试验结果较Sage模拟的最优频率48¯50 Hz略低。而整机效率较优的频率受充气压力影响较大，这是因为整机效率受到压缩机效率的影响，见图10，充气压力越大，压缩机最优效率对应的频率越高，因而充气压力越大，整机最优效率对应的频率也越高，即整机最优运行频率越高。

图8 低振动大冷量气动斯特林制冷机实物图Fig.8 Picture of low vibration pneumatically driven Stirling-cycle cryocooler

选取了整机效率较优的3.0 MPa为充气压力，运行频率44 Hz，进行了80 K温区的性能试验，图11为样机在80 K时的性能曲线，该样机在123 W电功输入下课获得80 K@6 W的制冷量，比卡诺效率达到13.4%，此时压缩机效率约73%。

图9 不同充气压力下膨胀机和整机效率随频率的变化Fig.9 Efficiency of expander and cryocooler vs.operationfrequency under different charging pressure

图10 不同充气压力下压缩机效率随频率的变化Fig.10 Efficiency of compressor vs.operation frequency under different charging pressure

图11 80 K制冷温度下样机试验性能曲线Fig.11 Performance map of cooling power vs.input power at 80 K

5.2 冷指振颤力测试

低振动大冷量气动膨胀机采用环形蓄冷器与排出器分离的方式，相比传统气动膨胀机，冷指振动可大大减小，实现大冷量气动制冷机的工程实用化。本项目采用蓄冷器与排出器分置的方案，在同等蓄冷能力下，将活塞质量从60 g减少到19 g，对样机进行冷指振颤力测试，测试结果见图11，可见，在123 W功耗即80 K@6 W冷量时，制冷机振动最大的轴向振动力仅2.35 N，而传统蓄冷器和排出器一体结构的气动膨胀机在80 K@6 W时轴向振动力超过6 N，此设计有效减小了大冷量气动膨胀机的冷指振动。

图11 冷头振颤力测试Fig.11 Vibration test of cold finger

6 结论

基于制冷机一维数值模拟软件，设计并制造了一台低振动大冷量气动膨胀机，该膨胀机在动磁线性压缩机驱动下，可达到设计冷量80 K@6 W，驱动交流电功为123 W，比卡诺效率13.4%，该性能下冷指振动仅为2.35 N;最大冷量可达80 K@8.8 W。

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