基于不同流動時間占比的緊湊式室溫磁制冷系統實驗研究*

李瑞 沈俊? 張志鵬 李振興? 莫兆軍 高新強 海鵬 付琪

1) (中國科學院贛江創新研究院,贛州 341119)

2) (北京理工大學,北京 100081)

1 引言

自20 世紀以來,蒸氣壓縮制冷技術被廣泛應用于各類產品,如空調、冰箱和移動空調等[1].蒸汽壓縮制冷能有效滿足供暖、通風和空調需求,成為近百年來主導制冷技術,但制冷劑的大量使用加劇了全球環境問題.早期使用的氟氯烴類(chlorofluorocarbons,CFCs)、氫氟氯烴類(hydrochlorofluorocarbons,HCFCs)制冷劑對臭氧層具有危害,而取而代之的氫氟烴(hydrofluorocarbons,HFCs)制冷劑雖然避免了對臭氧的危害,但是會導致嚴重的溫室效應[2,3].對于制冷行業而言,以“碳達峰”、“碳中和”為核心的“雙碳”政策是我國未來發展的必然趨勢,對低GWP(global warming potential,GWP)值或零GWP 制冷技術的研究非常重要[4].

近年來,越來越多的學者開始關注新一代非蒸氣壓縮制冷技術——固態制冷,以解決傳統制冷劑在環境問題上所遇到的難題.磁制冷技術因其環保、制冷工質無泄漏、運行壓力低、換熱流體無毒以及高潛在效率等特點,成為了固態制冷領域的重要組成部分,世界各地的研究人員也對它表現出濃厚的興趣.磁制冷的基礎依據是磁熱效應,早在1881 年,Warbur[5]在金屬鐵中率先探測到了這一現象.磁熱效應意味著材料的磁熵會隨著施加于其上的磁場變化而變化,1976 年,Brown[6]研制出了世界上第一臺室溫磁制冷機,該制冷機能夠在7 T 的超導磁場下實現47 K 的無負荷制冷溫度跨度,為室溫磁制冷的發展開創了新的篇章.2006年,Zimm 等[7]設計了一款室溫制冷機,利用控制旋轉盤的閥門來改變回熱器內傳熱流體的流動,并開展了磁場和流場時序匹配實驗,以研究主動磁回熱器性能的影響.Jacobs 等[8]在2013 年使用多層不同居里溫度的LaFeSiH 作為工質構建了一個千瓦級旋轉磁制冷機,在 2 kW 制冷功率下實現12 K 的制冷溫差.2018 年,Nakashima 等[9,10]搭建含電磁閥的流路系統,通過控制閥門來控制流動參數,并探索了流動時間對回熱器影響的研究.

雖然磁制冷領域已有磁場-流場的時序研究,但是對于流動時間占比的詳細實驗研究還很少.2017 年,中國科學院理化技術研究所沈俊課題組成功構建了一臺室溫磁制冷樣機[11],他們展開實驗研究,探究了磁場和流體流動時間對旋轉磁制冷機性能的影響,并詳細比較了4 種不同磁場-流場時序下的制冷量、制冷溫度跨度、壓降和功耗[12].2022 年,于世霖等[13]在雙層同心旋轉式室溫磁制冷系統的基礎上開展不同流動時間占比工況下的實驗研究,實驗研究表明在流動時間占比80%、利用系數0.86 的條件下可以獲得最大無負荷溫跨20.2 K.2023 年,Hai 等[14]系統研究了旋轉磁制冷機連續和間歇兩種運行模式對制冷性能(溫度跨度、冷卻功率、功率消耗、性能系數(coefficient of performance,COP))的影響.

目前,對各個子系統(包括回熱器[15,16]、磁體[17–19]等)進行分析和優化已經有許多研究.然而,將磁場和流場時序結合起來并進行優化仍然是一個需要探索的領域.當前的磁場-流場時序匹配研究更多地集中在相互耦合方面,對于相同磁場曲線時的流動時間占比,仍需要進一步深入和精細的研究.基于前期的實驗研究[11,13]可知,在1∶4∶1∶4 的時序、無負荷的狀態下獲得高達19.9 K 的制冷溫跨,相較于1∶1∶1∶1 高出2.7 K.此外,實驗也證明高流動時間占比更有利于提高制冷性能.因此本實驗選擇磁場時序1∶4∶1∶4、頻率0.45 Hz 的工況下,以不同流動時間占比(100%,80%,60%)為研究對象,通過實驗探究了流動時間占比與制冷溫跨、制冷量、壓降及COP 之間的關系.

2 磁制冷系統的組成

前期搭建的旋轉式室溫磁制冷系統如圖1所示,旋轉式室溫磁制冷系統主要由雙層同心Halbach 磁體、磁回熱器、高精度溫度傳感器、冷/熱端換熱器、水力活塞、伺服電機等部分構成.

圖1 室溫磁制冷系統原理圖Fig.1.Schematic diagram of room temperature magnetic refrigeration system.

2.1 磁 體

該磁體系統使用了雙層同心Halbach 磁體組[20],調整內外磁體位置可改變磁場大小,詳見圖2所示.單層磁體由16 塊釹鐵硼磁體構成,內部由伺服電機驅動轉動.當內外磁體磁場方向一致時,磁體組中心將形成極強的磁區,反之則形成弱磁區.內磁體旋轉可導致磁場在磁體內部中心不斷變化,且磁場有效長度為180 mm.根據圖3 顯示,填充120 mm 制冷工質時軸線中心處的最高平均磁場可達1.66 T,而軸線中心處的最高平均磁場僅有0.06 T.

圖2 雙層同心Halbach 永磁體組橫截面示意圖[13]Fig.2.Schematic diagram of the cross-section of the double-layer concentric Halbach magnet group[13].

圖3 雙層同心Halbach 磁體組軸線中心處磁場強度示意圖Fig.3.Schematic diagram of the magnetic field intensity at the center of the axis of the double-layer concentric Halbach magnet group.

2.2 回熱器

該回熱器包括回熱器腔體和兩端的流路接口,回熱器腔體采用樹脂材料制造,同時流路支架采用聚氧亞甲基材料,兩端各設置兩個流路接口和一個溫度傳感器接口,回熱器和流路支架都采用具有低導熱性和高機械強度的材料.

將440 g Gd 球形顆粒(直徑0.375—0.50 mm)裝填至回熱器內部,所使用的Gd 球形顆粒具有顯著的磁熱效應.回熱器長度為120 mm,直徑為30 mm.在磁體組處于強磁狀態時,Gd 球勵磁且溫度上升,換熱流體將熱量帶向高溫端換熱器;反之,在磁體組處于弱磁狀態時,Gd 球退磁且溫度下降,換熱流體將冷量帶向低溫端換熱器.研究中使用兩個Pt100 高精度溫度傳感器作為回熱器兩端流路接口處的監測工具,測量不確定度為±0.1 K,并使用Keithley2700 表進行數據采集.本研究中,回熱器兩端的溫度跨度ΔT定義為熱端溫度Th與冷端溫度Tc之間的差值:

2.3 流路與換熱系統

該流路由主動磁回熱器、水力活塞、單向閥、冷端換熱器、熱端換熱器以及管路組成.在勵磁狀態下,Gd 球在磁回熱器中放出熱量,推動水力活塞向右移動,驅動換熱流體從低溫端流向高溫端,換熱流體經過水力活塞泵出,進入溫度傳感器T3并進入回熱器腔體,與Gd 球進行換熱.接著,流體會經過溫度傳感器T2,將Gd 球產生的熱量傳遞至高溫端換熱器;類似地,當磁回熱器中的Gd 球處于退磁狀態時,吸收熱量,導致水力活塞向左移動,從而使換熱流體從高溫端流向低溫端,流經溫度傳感器T1,再到達回熱器,進行與Gd 球的熱交換.然后,經過溫度傳感器T4流向低溫端的換熱器,將Gd 球所產生的冷量傳遞出去.

管路內設有數個單向閥,確保冷、熱流體在一定程度上被防止混合,雙流路的單向閥結構有效降低了死容積的影響,同時保溫棉覆蓋全管路;利用聚氧亞甲基材料制成的水力活塞推桿代替不銹鋼推桿,以降低系統漏熱;這里的低溫端換熱器以銅底板和聚甲基丙烯酸甲酯(poly(methylmethacrylate),PMMA)材料制成的蓋板為主體,與加熱器連接,制冷功率恒定;高溫端則采用由鋁芯和聚甲醛(polyformaldehyde,POM)材料制成的外殼,高溫端的溫度通過恒溫水浴維持在25 ℃.

2.4 驅動機構與時序控制

采用兩個伺服電機分別驅動磁體和水力活塞,電機驅動力通過履帶傳遞至內層磁體組.電機運轉時,履帶轉動,齒輪帶動內層磁體組移動,同時底板固定外層磁體組,從而改變內、外層磁體組的相對位置.伺服電機可以實現水力活塞推桿與另一電機的直接連接,推桿運動方向的改變可以控制流路內換熱流體的運動方向和活塞沖程.兩個電機由多軸同步控制器集成,計算機編程控制.

為了保持磁場與流路的同步,多軸同步控制器是由計算機程序進行控制.圖4 顯示了磁場和流場波形圖,其中磁場運動和靜止時間比為1∶4∶1∶4.為了更好評估流體流量與回熱器填充質量的關系,引入“利用系數”的概念,即半周期內流過回熱器的換熱流體的熱容與回熱器內磁熱工質熱容的比值,其計算公式為

圖4 磁場及流場波形圖Fig.4.Time diagram of magnetic field and fluid flow rate.

式中,mf表示半周期中流過回熱器的換熱流體質量,ms表示回熱器中磁熱工質的填充質量,cf和cs分別表示換熱流體和磁熱工質的比熱.基于熱力學分析可知,當利用系數較小時,換熱流體較少,換熱流體未能將磁熱效應產生的能量變化完全轉移至回熱器兩端;利用系數較大時,雖然增大流體流量有利于增強換熱效果,但相同時間下過快的流速使得回熱器中流體與工質的溫度趨于一致,不利于溫度跨度的產生.基于前期的實驗研究[11,13]可知,當0.4≤U≤0.84,利用系數的增大會顯著增加溫度跨度;當U>0.8,溫度跨度會隨著利用系數的增大而大幅度減小.因此本文選取了最佳工況區域附近的4 種利用系數(0.42,0.63,0.84,1.05)開展不同流動時間占比的實驗研究.

3 實驗研究

3.1 制冷溫跨及制冷量

圖5 顯示在不同流動時間占比、不同利用系數下,制冷溫跨隨制冷量的變化曲線.在運行頻率0.45 Hz、流動時間占比FB=100%、利用系數U=0.42 的工況下,整機系統降溫曲線如圖5(a)所示,高、低溫端溫度變化速度先快后慢,運行180 s 后,高溫端溫度在較小的溫度跨度下微小波動,但從整個降溫過程來看,高溫端溫度曲線趨于平穩,穩定在300.7 K.運行2000 s 后,低溫端溫度趨于平穩,穩定在274.5 K,此時回熱器無負荷溫跨26.2 K.如圖5(b)所示,當高溫端溫度固定在298 K 且低溫端熱負荷80 W 時,測試平臺在U=0.84,FB=100%工況下獲得了最大10.5 K 的制冷溫跨,在利用系數為1.05、制冷溫跨為5.4 K 下獲得100 W制冷量.

圖5 (a)運行頻率0.45 Hz、流動時間占比FB=100%,利用系數U=0.42 的工況下整機系統的降溫(藍色)和升溫曲線(紅色);(b)—(d)分別在FB=100%,80%,60%流動時間占比下,不同利用系數下制冷溫跨隨制冷量的變化曲線Fig.5.(a) Cooling (blue) and heating (red) curves of the entire system under the operating condition with 0.45 Hz,FB=100%,U=0.42;(b)–(d) the variation curve of cooling temperature difference with refrigeration capacity under FB=100%,80%,60%.

由圖5(a)可知,無負荷時最大制冷溫跨是在利用系數U=0.42 時獲得的,制冷量為20 W 與40 W 時最大制冷溫跨是在U=0.63 時獲得的,而制冷量為60 W 及80 W 時最大制冷溫跨是在U=0.84 時獲得的.因此小利用系數獲得的制冷溫跨在整體上表現出更快的下降趨勢,所對應的最大制冷量也更小.在流動時間占比為100%、制冷量為100 W時,U=1.05 工況下的制冷溫跨為5.4 K,U=0.84工況下的制冷溫跨為5 K;在流動時間占比為80%、制冷量為100 W 時,U=1.05 工況下的制冷溫跨為4.9 K,U=0.84 工況下的制冷溫跨為4.8 K.制冷量越大的情況下,大的利用系數會得到更大的制冷溫跨,這是由于利用系數越大,換熱流體與磁熱工質換熱越充分.

圖6 展示了不同流動時間占比下,無負荷最大制冷溫跨所對應的利用系數與制冷量的關系.在各流動時間占比下,制冷溫跨都隨著利用系數的增大而下降,均在U=0.42 時獲得最大制冷溫跨.當流動時間占比FB為100%,80%,60%分別獲得最大制冷溫跨26.4 K,25.7 K,24.8 K,流動時間占比100%所對應的最大制冷溫跨分別比80%與60%高出0.6 K 與1.5 K,在任意利用系數下,均是流動時間占比100%的制冷溫跨最大,流動時間占比60%的制冷溫跨最小.小利用系數和高流動時間的組合可獲得較大溫跨;大利用系數和高流動時間占比的組合可獲得較大冷量.

圖6 三種流動時間占比FB,無負荷工況下制冷溫跨隨利用系數的變化曲線Fig.6.For the three flow time ratios,refrigeration temperature span vs.utilization factor change curve under no-load conditions.

圖7 展示了不同熱載荷下,最大制冷溫跨所對應的利用系數.以FB=100%為例,制冷量為0 W時,最大制冷溫跨所對應的利用系數為0.42;制冷量為20 W 與40 W 時,最大制冷溫跨所對應的利用系數為0.63;制冷量為60 W 與80 W 時,最大制冷溫跨所對應的利用系數為0.84;制冷量為100 W 時,最大制冷溫跨所對應的利用系數為1.05.同樣地,流動時間占比80%表現出了幾乎一致的變化規律.隨著制冷量的增大,最大制冷溫跨所對應的利用系數在整體上表現出增大的趨勢.

圖7 不同熱載荷下,最大制冷溫跨所對應的利用系數Fig.7.Utilization factor corresponding to the maximum refrigeration temperature span at different heat loads.

雖然60%流動時間占比也表現出了類似的增長規律,但是其制冷量為20,40,60 W 時,最大制冷溫跨所對應利用系數均為0.63,100 W 時則為0.84.相同利用系數下,流動時間占比60%工況下的流體速度遠大于另二者,從流動速度與流固換熱效率的角度來看,若想獲得同等大小的流速,60%流動時間占比僅需更小的利用系數.這可能是在圖7 中60%流動時間占比工況下,60 W 及100 W最大制冷溫跨對應利用系數小于另二者的原因.

3.2 壓降與COP 性能

圖8(a)研究了不同流動時間占比下回熱器壓降與利用系數的關系.可以看出,任意流動時間占比工況下,隨著利用系數的增加,壓降增大,并且小的流動時間占比對應著大的壓降,流動時間越短,壓降增大的速度就越快.圖8(b)為不同流動時間占比下COP 與利用系數的關系曲線,插圖為不同利用系數和流動時間占比下活塞和磁體組的輸入電功率變化曲線,活塞的輸入電功率與壓降曲線類似,但增長速度更快.磁體組的輸入功率穩定在50 W 附近.本實驗裝置的功耗主要來自兩方面,磁體運行功耗Wmag和水力活塞運行功耗Wpump.以實測輸入電功率作為Wmag和Wpump,性能系數COP 定義為

圖8 (a)不同流動時間占比下回熱器壓降與利用系數的關系曲線;(b)不同流動時間占比下COP 與利用系數的關系曲線,插圖顯示不同流動時間占比下輸入電功率與利用系數的關系曲線Fig.8.(a) Variation curves of pressure drop with utilization factor under different flow time ratios;(b) variation curves of COP with utilization factor under different flow time ratios,the inset figure shows variation curves of input electrical power with utilization factor under different flow time ratios.

圖8(b)給出了3 種FB下,冷量Qc為20 W時,COP 隨利用系數的變化關系.可以看出同一流動時間占比下,COP 隨著利用系數增大而減小,例如流動時間占比為100%下,利用系數為0.84 的COP(0.25)小于利用系數為0.42 的COP(0.3).其原因是因為利用系數越大,對應的Wpump越大(見圖8(b)插圖),從而造成COP 下降.同一利用系數下,流動時間占比越小,COP 越小,例如利用系數為0.84 下,流動時間占比為100%的COP(0.25)小于流動時間占比為80%的COP(0.23).其原因是同一利用系數下,雖然活塞沖程相同,但是較小的流動時間占比對應更大的壓降,對應的Wpump也更大,從而造成COP 下降.

4 結論

本文基于前期研制的雙層同心旋轉磁體式AMR 室溫磁制冷系統,在固定磁場時序下開展對不同流動時間占比(100%,80%,60%)的實驗研究.研究發現在固定磁場時序的工況下,流動時間越長,制冷性能如制冷溫跨、COP 等越優異.具體而言,小利用系數和高流動時間的組合可獲得較大溫跨,大利用系數和高流動時間占比的組合可獲得較大冷量,其中利用系數為0.42、流動時間占比為100%的工況下獲得最大制冷溫跨26.2 K;利用系數為1.05、流動時間占比為100%的工況下獲得最大制冷量100 W.同時流動時間占比的增大和利用系數的減小均會造成流體速度的減少,會使壓降進一步減小,COP 進一步增大,有利于整機性能的提升.本文對比分析了3 種不同流動時間占比下的制冷性能,揭示了固定磁場時序下流動時間占比對整機制冷性能的影響規律,有望為磁制冷的高效化和實用化提供理論和實踐指導.