0 引 言
鉴于空间系统轻量化的设计需求，全球主要航天强国或地区——中国、美国、俄罗斯和欧洲正大力研发新型空间站能源系统设计技术[5]。以我国空间站为例，其能源调控系统采用了主动和被动两种调控方式[6-7]。其中，主动调控使用复杂的空气流动和流体循环技术，以及电加热系统进行热量收集和转移；被动调控系统则通过隔热、保温和散热等方法控制能量。这种调控方式在电力有限的太空环境下，主动调控需要消耗大量额外电力来驱动辐射器和各调控设备，这进一步加大了能源系统本身的能耗压力。此外，用于补热和散热的流体回路遍布空间站的各个角落，虽然有助于保持空间站温度的均匀和稳定，但也增加了航天器的载荷并压缩了可用空间。最后，若仅通过增加散热板或散热片的面积来提升散热能力，不仅会加大故障风险，还可能无法满足空间站非稳态变化的散热需求。
在其他航天器能源系统的设计与应用方面，也取得了一定的进展。例如，美国国家航空航天局（NASA）通过使用3根不锈钢-甲醇热管来控制通信卫星的发射机温度，而MAROTS卫星则采用6根可调热管组成的辐射器，以保持放大器在30~40℃，并将各放大器之间的温差控制在5℃以内[8]。此外，美国的航天飞机也利用了20根U形可调热管来进行温度控制[9]。我国的“嫦娥”一号探测器开发了相变材料与槽道热管的复合技术来进行热管理，而“嫦娥”三号着陆器通过使用14根可调热管，在地月转移、环月、月昼以及月夜等各阶段实现了内部设备的温度控制[10]。尽管热管技术虽然具有显著优势，但其复杂结构和容易受到机械应力和负载影响的特性，可能导致航天器在受到振动和冲击时发生破裂或失效，而故障的修复过程复杂，会对空间站和航天器的正常运行构成挑战[9-10]。
在空间能源转换技术领域，航空、航天器上的应用也有重要突破和进展。Carrillo等[11]提出了一种利用近场辐射传热结合热释电材料发电的方法。然而，作为热释电装置，其存在效率和功率偏低的问题，在样机上只能达到0.1 W数量级。Ziolkowski等[12]利用温差发电避免了热力学循环复杂性，在占用1.5 m2飞机喷管面积的情况下，实现了2.72~3.07 kW的输出功率。然而，该输出是建立在飞机喷管大温差前提下的，对于空间站中的小温差余热来说，热电转换极为困难。另一方面，Cheng等[13]的研究指出，对于高超声速飞行器余热的热电转换，等温热源和变温热源的热电效率最大值分别为5.0%和2.5%，远低于热力循环效率。聂尔冰等[14]的研究也发现，将温差发电应用于航空活塞发动机尾气余热利用时，效率为3.95%。在热磁电领域，Chun等[15]研究的热磁电发生器（Thermomagnetic Generator，TMEG）阵列表现出在小温度梯度下提取和转化余热为电力的能力。尽管如此，TMEG的功率仍然相对较小，串联时输出电压17 V、功率158 μW，在大型航空器或航天器的应用十分受限。
综上所述，在能源转换技术的航空、航天应用上，目前仍然面临能力利用效率不足、低温余热利用不充分、装置体积质量占用大等问题。高效率、多元化的新型能量转换与传递体系仍然是当前空间站研究的关键方向之一。基于上述分析，本文研究针对新型能源系统中发电这一关键要素，拟以低温热电转换有机朗肯循环技术为核心，将原本需要进行收集和耗散的低品位热量用于热电转换，降低空间站热负荷的同时增加动力来源，即在不消耗额外资源的条件下的新型空间站供电技术，为新一代空间站能量管理系统能效的进一步提升提供有力支撑。
1 系统模型及试验设计
1.1 系统模型
低温热电转换系统结构及其温-熵图分别如图1 （a）和图1 （b）所示，系统结构与温-熵图中的各状态点一一对应。该系统以有机朗肯循环为基础，主要由蒸发器、涡轮、冷凝器和工质泵等多个部件组成。在蒸发器中，有机工质从余热流中吸收热量，生成具有一定压力和温度的过饱和蒸汽（状态点1）。随后，蒸汽进入涡轮做功，从而带动发电机发电。从涡轮排出的蒸汽（状态点2a）在冷凝器中向冷却水放热，凝结成液态（状态点4），最后借助工质泵重新回到换热器（状态点5a）。通过这种不断的循环，系统能够在太空环境中实现低温热量的最大化利用，同时减少废热的排放，进一步降低空间站的热负荷管理难度。
作为面向空间应用的热电转换系统，地面试验与空间环境存在显著差异。在微重力环境下，流体的流动特性将发生根本性改变。首先，重力对流的减弱会影响工质在管路中的分布状态，尤其是在两相区域；其次，表面张力效应在微重力环境下变得更为显著，这将影响气液界面的形态和稳定性。因此，本文在系统设计时特别考虑了这些天地差异性因素，以期为后续空间应用积累基础数据。
1.2 试验设计
根据图1 所示的低温热电转换系统结构，设计了如图2 所示的试验装置。在试验过程中，利用模拟热源，通过电加热的方式将导热油的温度升高，并通过反馈调节控制导热油的温度，以此作为热电转换系统的热源。冷源则采用温度为26~27℃的冷水代替。同时，考虑到热电转换系统在空间应用时对可靠性和维修性要求，选择可靠性高、易更换的特斯拉涡轮进行试验。特斯拉涡轮实物如图3 所示，其内部由多个平行的平盘组成。在运行过程中，流体受黏滞力的影响，在平盘边缘形成一层很薄的边界层。在该边界层内，圆盘表面的流体的流速接近于0，离表面越远，速度越大。高速运动的流体因此能够带动圆盘组旋转。在本文试验中，蒸发器出口的高温高压气态工质由切向进口进入特斯拉涡轮，带动叶片圆盘组转动做功。做功后的乏气通过轴向出口排出涡轮。
本文重点关注的技术指标主要有系统的发电功率、吸热量及系统的发电效率。其中，系统发电功率由电子负载在变负载电流过程中测得，而系统的吸热量可计算为：
式中，m为有机工质的质量流量，基于上文的分析，本文采用较高的工质流速（>2 m/s），使惯性力作用远大于重力作用；$ {h}_{1} $ 和$ {h}_{5a} $ 分别代表工质在图1 中状态点1和状态点5a的焓值，焓值可由各点测得的温度及压力通过REFPROP10.0软件查询获得：
式中，$ {h}_{i} $ 代表各点的焓值，$ {P}_{i} $ 和$ {T}_{i} $ 分别代表各点的温度和压力。
热电转换系统的理论发电功率可计算为：
式中，$ {h}_{2\mathrm{a}} $ 代表有机工质在状态点2a处的焓值。
系统的理论热效率可以计算为：
式中，$ {W}_{\mathrm{n}\mathrm{e}\mathrm{t}} $ 为系统的理论净输出功率，表达式为：
式中，$ {W}_{\mathrm{p}\mathrm{u}\mathrm{m}\mathrm{p}} $ 为工质泵消耗的电功率，可以计算为：
式中，$ {h}_{4} $ 代表工质在图1 中状态点4的焓值。
由于涡轮与发电机之间采用皮带连接的方式，存在机械损失及热损失等，因此通过电子负载测得的实际输出功率要低于理论输出功率，轴效率则可计算为实际功率与理论功率的比值：
式中，$ {\eta }_{\mathrm{s}\mathrm{h}} $ 表示轴效率，$ {W}_{\mathrm{e}\mathrm{l}\mathrm{c}} $ 表示由电子负载测得的实际功率值。
1.3 空间应用环境分析
考虑到本文系统的主要应用场景包括空间站（微重力环境）和月球基地（1/6重力环境），因此有必要对不同重力条件下系统的运行特性进行理论分析。在特斯拉涡轮中，工质与转子盘片之间的动量传递主要受流体分布特性、边界层特性和效率预测模型三个因素的影响。
1.3.1 流体分布特性
在地面重力场（1 g）条件下，液态工质在管路中的分布主要受重力和惯性力的共同作用。当系统处于微重力环境时，重力项可近似忽略，流体分布将主要由惯性力主导：
式中，Fr为Froude数，表征惯性力与重力的比值；Bd为Bond数，表征重力与表面张力的相对重要性。在微重力条件下，g ≈ 0，g为重力加速度，流体的分布将更加均匀，从而有利于提高工质与盘片之间的接触面积。
1.3.2 边界层特性
特斯拉涡轮的工作原理基于流体边界层效应。在不同重力场强度下，边界层厚度$ \delta $ 可表示为：
式中，Re为Reynold数，u为动力黏度，$ \rho $ 为密度，$ \omega $ 为角速度。理论分析表明，在微重力条件下，边界层厚度主要受雷诺数和角速度影响，重力项的影响可忽略。
1.3.3 效率预测模型
基于上述分析，可建立不同重力环境下特斯拉涡轮效率的预测模型：
式中，$ {\eta }_{0} $ 为地面标准重力下的基准效率。由于在微重力环境下，由于流体分布更均匀[16]，系统效率可能略高于地面条件；而在月球1/6重力环境下，效率变化将介于两者之间。
2 结果及分析
在本文试验过程中，热源温度分别设定为90、100、110和120℃，并通过手动旋钮调节工质泵的转速调节工质流量，以模拟不同惯性力/重力比值下的工况。在各热源温度下，工质流量随泵转速的变化如图4 所示。可以看出，随着工质泵转速的提高，工质流量也逐渐增加，因此在后续的分析中，以工质泵转速的变化来表示工质流量的改变。
在不同热源温度下，系统的实际输出功率随负载电流的变化情况如图5 所示。可以看出，在四种热源条件下，随着负载电流的增加，系统输出功率均呈现先上升后下降的变化趋势。这表明在各热源温度及泵转速的设定下，均存在最佳的负载电流值。
此外，在不同热源温度下，随着泵转速（即工质流量）的增加，系统的最佳负载电流及最大输出功率也不断提高。例如，在热源温度为90℃时，当泵转速为750 r/min时，最佳负载电流为0.7 A，最大输出功率为12.620 W；而当泵转速达到900 r/min时，最佳负载电流增至1.0 A，最大输出功率提高到17.875 W。特别是当热源温度为120℃时，泵转速为1170 r/min的条件下，最佳负载为1.6 A，而系统的最大实际输出功率为31.610 W。
对于低温热电转换系统来说，其可吸收并利用的热量是降低空间热负荷的关键。各热源温度下系统吸收的热源热量如图6 所示。可以看出，在各热源条件下，随着工质流量的增加，根据式（1），工质所能吸收的热量也会相应增加。例如，在热源温度90℃时，当工质泵转速为750 r/min时，系统吸热量为668 W；而当工质泵转速增至990 r/min时，系统吸热量提升至2162 W。同时，随着热源温度的升高，系统的吸热量也呈现逐步增加的趋势。例如，热源温度从90℃升至120℃时，系统平均吸热量则从1293 W提升至2008 W。同时可以看出，在设定的热源区间内，通过控制工质流量，可以灵活调节系统的吸热量，从而进一步降低空间热负荷的排散压力。
根据试验测得的涡轮进出口温度及压力，可由式（2）和式（3）计算出特斯拉涡轮的理论输出功率。系统在不同热源条件下的理论功率及理论热效率如图7 所示。可以看出，在热源温度从90℃升高至120℃的过程中，涡轮的理论输出功率呈现先上升后下降的趋势。在温度上升的初始阶段，工质的吸热量不断增加，同时工质流量也逐步提升，这导致理论输出功率呈现上升趋势。然而，随着热源温度及工质吸热量的进一步增加，由于涡轮尺寸及系统压力的限制，工质在涡轮入口的过热度不断增加，但工质所携带的能量并未在涡轮内部得到充分利用，因此在涡轮出口的温度仍处于较高水平，由式（3）可知，涡轮进出口的焓差减小导致理论输出功率的下降；由式（4）可知，在温度上升的初始阶段，理论输出功率的增加幅度大于吸热量的增加幅度，而随着热源温度的进一步提升，理论输出功率开始降低，从而导致系统理论热效率呈现先升高后降低的变化趋势，如图7 所示。
系统在不同热源条件下的实际输出功率及轴效率如图8 所示。可以看出，在各个热源温度下，系统的实际输出功率随工质泵转速（即工质流量）的提升呈现明显的上升趋势。同时，在热源温度上升的初始阶段，轴效率处在较低水平，约为25.00%，且呈现下降趋势。然而，随着热源温度的进一步升高，尤其在温度从100℃升高到120℃的过程中，轴效率持续上升，并在热源温度达到120℃时，轴效率平均值达到最高，约为50.72%。由此可见，系统实际输出功率不仅与特斯拉涡轮的理论输出功率有关，还与轴效率密切相关。因此，通过改进特斯拉涡轮与发电机的配合，或选用更适配的发电机，可以有效提高系统的发电量。
3 结 语
本文得出的主要结论如下：
（1）当热源温度为120℃且泵转速为1170 r/min时，热电转换系统的最大实际输出功率为31.61 W。
（2）随着热源温度的升高，系统的吸热量也呈现逐步增加的趋势。当热源温度从90℃升至120℃时，系统可吸收的热量可从1293 W提升至2008 W。
（3）受涡轮尺寸及系统压力的限制，在高温段工质所携带的能量未能被涡轮充分利用，导致理论输出功率的下降。
（4）随着热源温度的持续升高，轴效率不断上升，并在热源温度为120℃时，轴效率平均值达到最大，约为50.72%。
（5）通过调节系统工质流速，模拟了不同惯性力/重力比值下的工况。在高流速条件下（>1.5 m/s），系统性能稳定，表明其具有良好的微重力适应性。未来可进一步开展落塔试验或抛物线飞行试验，以验证系统在真实微重力环境下的性能。