汪建新 王佳微 王曉明 劉向斌 李 鎖

(內(nèi)蒙古科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 包頭 014010)

1 引言

在以往的研究中熱聲制冷機(jī)的聲驅(qū)動(dòng)器均不同程度地存在動(dòng)力不足和輻射效率偏低等情況,傳統(tǒng)的壓電陶瓷換能器、商用揚(yáng)聲器等存在著電聲轉(zhuǎn)化效率不高響應(yīng)頻率低、振幅過小等問題[1],而磁致伸縮換能器雖然完全能夠同時(shí)滿足高頻率和大振幅的要求,但磁致伸縮換能器的核心元件磁致伸縮棒會(huì)在高頻狀態(tài)產(chǎn)生渦流效應(yīng)導(dǎo)致磁致伸縮棒發(fā)熱影響其性能[2],而且隨著頻率的提高,同時(shí)也會(huì)出現(xiàn)一系列新的問題。 尤其在高頻情況下,聲波的非線性效應(yīng)明顯,此時(shí)會(huì)有高次諧波產(chǎn)生,聲能加速耗散的同時(shí)發(fā)生色散,導(dǎo)致介質(zhì)交變流動(dòng)不再“純粹”,降低甚至不能產(chǎn)生熱聲效應(yīng)[3-4]。

已有研究表明聲場(chǎng)強(qiáng)度(聲壓)越高、質(zhì)點(diǎn)位移越大,制冷效率越高,制冷效果越好。 而工質(zhì)的大幅交變流動(dòng)振蕩更有利于熱聲制冷效果和制冷效率的提高[5-6]。 用氣柱的活塞模態(tài)振動(dòng)代替駐波振動(dòng)可以提高交變流動(dòng)的強(qiáng)度,降低工作頻率的合理性與可行性。 氣柱的活塞模態(tài)振動(dòng)具有與駐波相同的性質(zhì),都是縱向振動(dòng)有穩(wěn)定的速度節(jié)點(diǎn)與壓力節(jié)點(diǎn),和其它聲驅(qū)動(dòng)器熱聲制冷機(jī)一樣,只要有相同的氣體工質(zhì),把板疊放到適當(dāng)?shù)膲毫Σǜ古c與速度波腹之間就可以實(shí)現(xiàn)熱量搬移,實(shí)現(xiàn)更高效的制冷效率而且氣柱的活塞模態(tài)振動(dòng),可有效地抑制超高頻情況下高次諧波的產(chǎn)生,保持了聲波的單色性,有利于熱聲效應(yīng)的產(chǎn)生[7-10]。 因此基于這些特點(diǎn),開發(fā)出一種能夠滿足高頻率、大振幅且廉價(jià)的聲驅(qū)動(dòng)器為熱聲現(xiàn)象的研究提供實(shí)驗(yàn)裝置,具有重要意義。

2 聲驅(qū)動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)選擇與工作原理

2.1 活塞式聲驅(qū)動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)選擇

由于聲驅(qū)動(dòng)器中的活塞振動(dòng)薄板需要實(shí)現(xiàn)往復(fù)振動(dòng)的功能,驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)裝置選擇對(duì)心式曲柄滑塊機(jī)構(gòu),活塞薄板相當(dāng)于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的滑塊、曲軸相當(dāng)于曲柄、連桿分別與曲軸、推動(dòng)板相連接。 該結(jié)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)給定的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律,運(yùn)動(dòng)加速度、速度平穩(wěn)、構(gòu)件之間都以面接觸,承載能力高、耐磨損、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單易于制造、成本低,且可實(shí)現(xiàn)活塞式聲驅(qū)動(dòng)器的頻率、振幅可調(diào)。

2.2 活塞式聲驅(qū)動(dòng)器的工作原理

如圖1 所示為該驅(qū)動(dòng)器的基本原理圖,主要由高速電機(jī)、曲軸、彈性梅花聯(lián)軸器、軸承座、固定橡膠密封圈、柔性鉸鏈、連桿、活塞薄板、喇叭橡皮圈等組成。其工作原理是該聲驅(qū)動(dòng)器由一種高速無刷直流電機(jī)驅(qū)動(dòng),電機(jī)在高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)帶動(dòng)著曲軸做同樣轉(zhuǎn)速(頻率)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),曲軸帶動(dòng)連桿做復(fù)合運(yùn)動(dòng),通過柔性鉸鏈推動(dòng)活塞薄板做往復(fù)振動(dòng),對(duì)外做功,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換。

圖1 活塞式聲驅(qū)動(dòng)器實(shí)驗(yàn)裝置三維結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Three-dimensional structure diagram of piston acoustic driver experimental device

3 聲驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)慣性力的降低

由于活塞式聲驅(qū)動(dòng)器在高頻、大振幅的情況下慣性力太大一直制約了它的研究與應(yīng)用,因此要在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之前降低驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的慣性力。 對(duì)于驅(qū)動(dòng)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力Ir(即離心力)是由不平衡的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量引起的,沿曲柄半徑方向。 一般用平衡塊平衡,只需要在曲柄相反的方向上加上適當(dāng)大小的平衡塊,而對(duì)于往復(fù)慣性力也限于對(duì)一階和二階的慣性力降低,往復(fù)質(zhì)量mp在運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力為:

往復(fù)慣性力亦可看作兩部分之和,即:

式中:I′稱為一階往復(fù)慣性力,I″稱為二階往復(fù)慣性力。mp為往復(fù)質(zhì)量,r為曲軸偏心距,ω為旋轉(zhuǎn)角頻率,λ為曲軸偏心距與連桿長(zhǎng)度之比。

3.1 影響驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)中慣性力的主要因素

由式(1)與式(2)可以看出,驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)中往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)旋轉(zhuǎn)慣性力都與質(zhì)量m,角頻率ω(轉(zhuǎn)速),以及偏心距r有關(guān)。 該聲驅(qū)動(dòng)器主要通過簡(jiǎn)化驅(qū)動(dòng)器各零部件結(jié)構(gòu)與連接方式,以及對(duì)零部件采用一些低密度、高強(qiáng)度材質(zhì),來降低驅(qū)動(dòng)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的往復(fù)質(zhì)量與旋轉(zhuǎn)質(zhì)量從而減小驅(qū)動(dòng)器高頻、大振幅狀態(tài)下的慣性力。

3.2 驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)中慣性力的計(jì)算

驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)所有零件按照運(yùn)動(dòng)性質(zhì)可以分為3 組:活塞組、連桿組、曲軸組。 在三維制圖軟件SolidWorks 中設(shè)置好各個(gè)零部件的密度,即可得到各個(gè)零部件的質(zhì)量,如表1 所示。

表1 各零部件質(zhì)量Table 1 Quality of each component

整個(gè)連桿組總質(zhì)量5.051 g,結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示,整體質(zhì)量可以分為兩部分,一部分隨活塞組做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的當(dāng)量質(zhì)量m1,另一部分隨曲軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的當(dāng)量質(zhì)量m2。 根據(jù)質(zhì)量守恒和質(zhì)心守恒原理有:

圖2 連桿組結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of connecting rod group

而找質(zhì)心位置同樣只需要編輯好零件結(jié)構(gòu)尺寸,賦予密度,便可找出結(jié)構(gòu)的質(zhì)心位置。 經(jīng)過三維軟件SolidWorks 編輯求得:l1=41.44 mm,l2=5.56 mm。進(jìn)而可知:m1≈0.6 g,m2≈4.45 g。

而往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mp是活塞組質(zhì)量ms與做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的連桿組的質(zhì)量m1之和。 將往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mp代入式(3)中可得到不同活塞振幅、頻率下驅(qū)動(dòng)器的最大往復(fù)慣性力,如表2 所示。 由表2 可以看出,通過簡(jiǎn)化驅(qū)動(dòng)器中各零部件結(jié)構(gòu)與零部件連接方式,以及對(duì)零部件采用一些低密度、高強(qiáng)度材質(zhì),可以減小聲驅(qū)動(dòng)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的慣性力。 避免了聲驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)在高頻、大振幅運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)慣性力帶來的影響。

表2 不同頻率、振幅下往復(fù)慣性力最大值Table 2 Maximum reciprocating inertia force at different frequencies and amplitudes

4 聲驅(qū)動(dòng)器中各零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

基于驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)慣性力的降低,對(duì)驅(qū)動(dòng)器各零部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),圖3 為驅(qū)動(dòng)器各零部件三維機(jī)構(gòu)示意圖。

圖3 各零部件三維結(jié)構(gòu)圖Fig.3 Three-dimensional structure drawing of each component

4.1 曲軸的設(shè)計(jì)

該驅(qū)動(dòng)器實(shí)驗(yàn)裝置由一種高速直流電機(jī)驅(qū)動(dòng),轉(zhuǎn)速可達(dá)50 000 r/min,且轉(zhuǎn)速值可通過電壓的高低和脈沖信號(hào)發(fā)生器來調(diào)節(jié),相應(yīng)的頻率可達(dá)到800 多Hz,功率1 200 W。 曲軸采用304 不銹鋼材質(zhì),剛性、耐磨性好,屈服強(qiáng)度大,光潔度高,結(jié)構(gòu)示意圖如圖4所示。 曲軸與電機(jī)軸通過彈性梅花聯(lián)軸器連接,連桿軸徑與主軸徑粗糙度值為0.8,這樣保證光潔度高,減小了運(yùn)轉(zhuǎn)過程摩擦。 曲軸兩端用軸承座支撐,結(jié)構(gòu)示意圖如圖5 所示。 軸承座里裝配有日本進(jìn)口微型軸承,起到減小摩擦、支撐的作用,軸承裝到軸承座里通過孔用卡簧防止軸向運(yùn)動(dòng)。

圖4 曲軸尺寸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Schematic diagram of crankshaft size structure

圖5 軸承座尺寸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Schematic diagram of bearing seat size structure

4.2 連桿的設(shè)計(jì)

連桿軸徑處裝有非標(biāo)件連桿,材質(zhì)采用7075 鋁合金,結(jié)構(gòu)示意圖如圖6 所示。 該材料屈服強(qiáng)度大,質(zhì)地硬,耐磨性高,密度比其它金屬材料小,大大減小了結(jié)構(gòu)質(zhì)量。 連桿端蓋與連桿體內(nèi)孔上設(shè)有油槽,省去了軸瓦結(jié)構(gòu)且減小了連桿質(zhì)量,連桿端蓋與連桿體通過M2.5-8 小螺釘鎖緊到偏心軸上。

圖6 連桿體截面結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig.6 Schematic diagram of section size of connecting rod body

4.3 柔性鉸鏈的設(shè)計(jì)

柔性鉸鏈,材質(zhì)彈簧鋼,厚度0.2 mm,寬度5 mm,結(jié)構(gòu)示意圖如圖7 所示。 利用彈簧鋼在一定受力情況下有彈性變形的特性,且可以代替原有連桿小頭,簡(jiǎn)化了連桿結(jié)構(gòu),降低了連桿質(zhì)量,使得機(jī)構(gòu)在超高速運(yùn)轉(zhuǎn)的輕況下大大減小往復(fù)慣性力,保證了機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)。

圖7 柔性鉸鏈結(jié)構(gòu)示意圖Fig.7 Schematic diagram of flexible hinge structure

4.4 活塞振動(dòng)薄板的設(shè)計(jì)

活塞振動(dòng)薄板是該聲驅(qū)動(dòng)器的關(guān)鍵部件,振動(dòng)薄板在對(duì)應(yīng)邊界條件下的模態(tài)分析結(jié)果是其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的重要依據(jù)。 如圖8 所示的薄圓板周邊固定的強(qiáng)迫振動(dòng)模型。

圖8 薄圓板周邊固定的強(qiáng)迫振動(dòng)模型Fig.8 Model of fixed forced vibration around thin circular plate

在柱坐標(biāo)系下,設(shè)圓板上任意點(diǎn)處的軸向響應(yīng)為U(r,θ,t), 可由式(7)確定:

對(duì)于圓形振動(dòng)模型的振動(dòng)板,其活塞振動(dòng)的固有頻率可由式(8)計(jì)算:

當(dāng)工作頻率(固有頻率)和半徑a一定時(shí),可由上式確定振動(dòng)板的厚度h。 總之,驅(qū)動(dòng)器振動(dòng)板的合理厚度應(yīng)由其彈性模量E、半徑a和工作頻率f共同決定。 除此之外,薄板還要有一定的剛度。

選擇不同材料計(jì)算出板厚度值,用ANSYS 做模態(tài)分析,直到其活塞振動(dòng)頻率出現(xiàn)在工作頻率附近,最終確定活塞薄板采用0.1 mm 厚的65Mn 彈簧鋼薄片,直徑74 mm。 薄板通過強(qiáng)力金屬粘接劑與柔性鉸鏈粘接固定,這種方式省略了傳統(tǒng)的機(jī)械固定方式,不僅可以減小驅(qū)動(dòng)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的往復(fù)質(zhì)量,而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。

振動(dòng)薄板通過膠水粘接到喇叭橡皮邊圈內(nèi)邊緣上,喇叭橡皮邊圈外邊緣與固定橡膠密封圈粘接,固定橡膠密封圈外圓周邊涂抹膠水粘接到諧振管適合位置,如圖3b 所示。

5 實(shí)驗(yàn)測(cè)試

為真實(shí)檢測(cè)該聲驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)的熱聲制冷實(shí)驗(yàn)裝置的運(yùn)行可行性,以及在一定頻率、振幅的條件下諧振管內(nèi)聲場(chǎng)強(qiáng)度是否提高,設(shè)計(jì)并搭建了熱聲制冷機(jī)實(shí)驗(yàn)裝置,主要包括上文設(shè)計(jì)的聲驅(qū)動(dòng)器、PMMA 材質(zhì)諧振管、毛細(xì)玻璃材質(zhì)多孔熱聲堆、壓力、振速傳感器等器件組成,實(shí)驗(yàn)裝置如圖9 所示。

圖9 實(shí)驗(yàn)裝置實(shí)物圖Fig.9 Physical drawing of experimental device

根據(jù)動(dòng)態(tài)信號(hào)采集儀的特點(diǎn),選擇其作為本次數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。 選擇工質(zhì)氣體為空氣,四分之一波長(zhǎng)諧振管,長(zhǎng)度600 mm,充氣壓力為1.1MP。 在基頻145 Hz,驅(qū)動(dòng)器振幅0.5 mm 條件下,分別對(duì)諧振腔沿軸向的各個(gè)位置的聲壓、振速值進(jìn)行了采集,如圖10 所示。 從圖10 可以看出在激勵(lì)頻率為145 Hz,驅(qū)動(dòng)器振幅為0.5 mm、平均充氣壓力1 MP 的情況下,首先諧振腔內(nèi)內(nèi)聲壓值呈現(xiàn)逐漸增大,振速值呈現(xiàn)逐漸增小的趨勢(shì),符合四分之一波長(zhǎng)諧振管內(nèi)的聲壓、速度曲線走勢(shì)。 其次諧振腔內(nèi)聲壓最大可達(dá)到接近70 Pa,振速值最大可接近0.5 m/s,大大提高了諧振腔內(nèi)的聲場(chǎng)強(qiáng)度。

圖10 諧振腔內(nèi)各個(gè)位置隨時(shí)間的聲壓、振速圖Fig.10 Sound pressure and vibration velocity of each position in resonant cavity over time

6 結(jié)論

(1)通過簡(jiǎn)化驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的各個(gè)零部件結(jié)構(gòu)、連接方式及材質(zhì),降低了驅(qū)動(dòng)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的慣性力,解決了旋轉(zhuǎn)式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)在高頻、大振幅下慣性力問題。

(2)介紹了一種新型活塞式聲驅(qū)動(dòng)器實(shí)驗(yàn)裝置的設(shè)計(jì),通過調(diào)節(jié)頻率(轉(zhuǎn)速)、振幅(曲軸偏心距),可以實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)器在高頻率、大振幅下運(yùn)轉(zhuǎn),可用于小型熱聲制冷機(jī)的實(shí)驗(yàn)研究。

(3)在基頻145 Hz,驅(qū)動(dòng)器振幅0.5 mm 條件下,分別對(duì)所設(shè)計(jì)的聲驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)的熱聲制冷機(jī)諧振腔沿軸向各個(gè)位置的聲壓、振速信號(hào)進(jìn)行采集,發(fā)現(xiàn)聲壓值最高可達(dá)70 多帕,振速可達(dá)0.5 m/s,大大提高了諧振腔內(nèi)的聲場(chǎng)強(qiáng)度,有利于提高熱聲制冷機(jī)的制冷效果。