劉騰，錢吉裕，孔祥舉，曹鋒，束鵬程

（1.西安交通大學(xué)，陜西西安710049；2.中國電子科技集團(tuán)公司第十四研究所，江蘇南京210039）

滑片式工質(zhì)泵兩相流制冷系統(tǒng)探究

劉騰1，錢吉裕2，孔祥舉2，曹鋒1，束鵬程1

（1.西安交通大學(xué)，陜西西安710049；2.中國電子科技集團(tuán)公司第十四研究所，江蘇南京210039）

建立了滑片式工質(zhì)泵開口尺寸的數(shù)學(xué)模型，推導(dǎo)出了其最優(yōu)開口尺寸公式。以滑片式工質(zhì)泵為核心搭建了兩相流制冷系統(tǒng)測(cè)試平臺(tái)，通過變化流量或者功率的方法獲得大量實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，借助作圖分析法初步驗(yàn)證兩相流制冷系統(tǒng)的特點(diǎn)，為進(jìn)一步研究提供實(shí)驗(yàn)依據(jù)。

滑片式工質(zhì)泵；兩相流；轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角

1　引言

進(jìn)入21世紀(jì)以來，電子技術(shù)得到迅猛發(fā)展。電子器件的高度集成、封裝密度以及不斷提高的工作頻率，使得電子器件的熱流密度迅速升高。研究表明［1］，電子設(shè)備的失效原因超過55%是由溫度過高引起的［2］，而電子元器件設(shè)備運(yùn)行實(shí)踐已表明，其失效率隨其溫度的增加基本呈指數(shù)增長(zhǎng)關(guān)系。因此，電子設(shè)備的冷卻就顯得至關(guān)重要。兩相流蒸發(fā)冷卻技術(shù)屬于間接液冷技術(shù)的范疇，是近年來電子設(shè)備冷卻最新發(fā)展方向。隨著電子設(shè)備功率進(jìn)一步加大以及體積的進(jìn)一步縮小，傳統(tǒng)的冷卻技術(shù)已經(jīng)越來越難以滿足當(dāng)下的冷卻要求。隨著電子設(shè)備未來高發(fā)熱量、高熱流密度、復(fù)雜回路及高控溫精度的發(fā)展趨勢(shì)，兩相流蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)成為必然的發(fā)展趨勢(shì)［3］。然而，對(duì)兩相流冷卻技術(shù)制約的最大因素是缺少一個(gè)與系統(tǒng)相匹配的工質(zhì)泵。

傳統(tǒng)離心式泵不適合應(yīng)用于兩相流制冷系統(tǒng)，這主要是因?yàn)闅馕g［4］，同時(shí)還伴隨著低轉(zhuǎn)速回流［5］和摩擦損耗相對(duì)較大［6］等一系列問題。離心泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的葉輪在其入口處會(huì)形成低于大氣壓的低壓區(qū)。當(dāng)葉輪入口處存在最低壓力小于該處溫度下被輸送液體的飽和蒸汽壓的區(qū)域時(shí)，液體會(huì)在該區(qū)域通過氣化而產(chǎn)生氣泡；當(dāng)氣泡隨液體流入泵內(nèi)高壓區(qū)時(shí)，其將因受壓而迅速凝縮甚至破碎消失。在氣泡消失的瞬間，氣泡周圍的將液體迅速涌入因氣泡凝失而產(chǎn)生的空穴內(nèi)，造成液體互相撞擊。這種液體汽化、凝結(jié)形成的高頻沖擊負(fù)荷，將會(huì)對(duì)金屬壁面造成嚴(yán)重傷害。雖然氣蝕現(xiàn)象可以通過合理優(yōu)化而減弱［4］，但是無法同時(shí)滿足工質(zhì)汽液混輸?shù)男枰?，直接限制了離心式工質(zhì)泵在兩相流制冷系統(tǒng)中的應(yīng)用。為了滿足兩相流制冷系統(tǒng)的需要，本文從汽液混輸?shù)膶?shí)際要求出發(fā)，摒棄離心輸送工質(zhì)的工作原理，單純利用容積變化，設(shè)計(jì)了滑片式工質(zhì)泵，使得泵體內(nèi)不存在壓力驟變區(qū)域，實(shí)現(xiàn)汽液混輸功能。

本文從理論角度出發(fā)并結(jié)合實(shí)際試驗(yàn)設(shè)計(jì)與兩相流蒸發(fā)制冷系統(tǒng)相匹配的滑片式工質(zhì)泵，并使之運(yùn)用于兩相流冷板測(cè)試平臺(tái)初步探究?jī)上嗔髦评湎到y(tǒng)的基本特性。

圖1　滑片式工質(zhì)泵部件圖

2　滑片式工質(zhì)泵介紹

滑片式工質(zhì)泵如圖1所示，由轉(zhuǎn)子（5片滑片均勻分布于轉(zhuǎn)子上），缸體，前后壓蓋組成，利用容積變化的原理，不壓縮工質(zhì)實(shí)現(xiàn)運(yùn)輸作用。吸排氣位置是滑片式工質(zhì)泵能否實(shí)現(xiàn)功能的關(guān)鍵，通過建立數(shù)學(xué)模型可以準(zhǔn)確推導(dǎo)給出。

3　滑片式工質(zhì)泵吸氣孔口位置的數(shù)學(xué)模型

滑片式工質(zhì)泵的基元容積是指由相鄰兩滑片之間的容積內(nèi)表面、其間的缸體腔內(nèi)表面和轉(zhuǎn)子外表面，以及缸體前后端蓋內(nèi)表面圍成的空間。其基元容積剖面圖如圖2所示。以構(gòu)成基元容積的前滑片（以轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)方向?yàn)闇?zhǔn)）的位置角表示該基元的位置，基元容積前后兩滑片的位置角之差，反映了該基元所占范圍的大小，稱之為該基元容積的基元角度。

圖2　基元面積分析圖

設(shè)J1Q1表示某時(shí)刻滑片中心線所在位置，記為位置1；J2Q2表示此時(shí)刻相鄰兩滑片中前一滑片的中心線所在位置，記為位置2。其中，J1、J2分別表示對(duì)應(yīng)位置1、2時(shí)滑片各自中心線與缸體內(nèi)腔型線的交點(diǎn)，Q1、Q2分別表示位置1、2時(shí)滑片各自中心線與半徑為r的轉(zhuǎn)子圓的交點(diǎn)，則在截面圖上由兩滑片中心線、轉(zhuǎn)子和缸體內(nèi)腔圍成了面積SJ1Q1Q2J2。由于滑片在轉(zhuǎn)子上的分布是均勻，工作過程中，每個(gè)滑片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律均相同，所以可以認(rèn)為面積SJ1Q1Q2J2是任一滑片由位置1運(yùn)動(dòng)到位置2得到的。

為使計(jì)算方便，對(duì)滑片在兩處位置的參數(shù)做如下定義：

位置1時(shí)：轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角∠XOQ1=φ1，缸體型線極角∠XOP1=θ1，滑片位移為s1=J1Q1=s（φ1）；

位置2時(shí)：轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角∠XOQ2=φ2，缸體型線極角∠XOP2=θ2，滑片位移為s2=J2Q2=s（φ2）。

由5片滑片均勻分布于圓周知∠Q1OQ2=72°，則φ2=φ1+72°。由幾何關(guān)系，可知

那么，基元面積SJ

下面分別計(jì)算SJ1Q1Q2J2和SY

其中b——滑片的厚度

由θ與φ的幾何關(guān)系，可得

將dθ/dφ代入SOJ1J2的計(jì)算公式中去

其中上式中的s（φ）、ds/dφ可由型線對(duì)應(yīng)的滑片的位移和速度方程得到。通過對(duì)特定型線方程的計(jì)算可以得到最大基元面積所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角φsmax，由此可得最佳吸氣口設(shè)計(jì)角度φs。

通過將吸氣孔口開至φs可以保證滑片式工質(zhì)泵吸氣達(dá)到最大，有效地利用腔體容積使得工質(zhì)泵輸出流量達(dá)到最優(yōu)。吸氣口尺寸如圖3所示。

圖3　吸氣口尺寸示意圖

4　滑片式工質(zhì)泵兩相流制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)

本實(shí)驗(yàn)使用的滑片式工質(zhì)泵采用簡(jiǎn)諧缸體型線方程，缸體型線極坐標(biāo)方程為ρ=r+（R-r）sin2θ。其中缸體長(zhǎng)半徑R=33.5 mm，缸體短半徑r=25 mm，滑片厚度b=3.6 mm，轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度L=32 mm。對(duì)上述基元容積方程進(jìn)行簡(jiǎn)化后計(jì)算可得其隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系，如圖4所示。

為驗(yàn)證滑片式工質(zhì)泵實(shí)驗(yàn)性能，通過改變加載于電機(jī)兩端的變頻器頻率獲得此滑片式工質(zhì)泵在不同頻率下的實(shí)驗(yàn)流量，電機(jī)轉(zhuǎn)速1420 r/min。實(shí)際流量與理論流量對(duì)比見圖5。由圖5可見，實(shí)際流量與理論流量存在一定程度的差異，并且隨著頻率的增大而增大。造成這種現(xiàn)象的原因可能有3種：一是當(dāng)工質(zhì)泵吸氣口尺寸偏大或者排氣口位置靠近吸氣口時(shí)，造成吸排氣口存在某一時(shí)相通，排氣口與系統(tǒng)相通時(shí)壓力較高，導(dǎo)致吸氣口吸液不足；二是工質(zhì)泵吸氣口尺寸偏小，吸氣口偏小使得基元容積內(nèi)會(huì)產(chǎn)生內(nèi)壓縮，壓比無窮大，造成滑片損傷的同時(shí)可能會(huì)使前一容積的飽和液體回流至還未吸氣的容積，造成吸氣不足；三是工質(zhì)泵排氣口位置偏離吸氣口，這使得吸氣在到達(dá)最大容積后，容積開始變小，使得已經(jīng)吸入的飽和液體被迫壓出容積之外，造成流量損失。

圖4　基元容積變化圖

圖5　流量對(duì)比圖

以此滑片式工質(zhì)泵為核心，搭建了以平面冷板為蒸發(fā)器，風(fēng)冷式換熱器為冷凝器，R22為工質(zhì)的兩相流制冷系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)探究。實(shí)驗(yàn)原理圖如圖6所示，蒸發(fā)器冷板如圖7所示，冷板內(nèi)部開有蛇形管流道，沿著蛇形管流道方向冷板表面按一定幾何分布分別布置有10個(gè)單位加熱量為200W的加熱單元模擬電子器件升溫。通過調(diào)壓模塊可以實(shí)現(xiàn)控制輸入冷板的總功率，利用功率測(cè)試儀WT500可以即時(shí)觀測(cè)到加載功率的大小。系統(tǒng)管徑采用φ16的銅管，滑片式工質(zhì)泵的旁通管由球閥啟閉控制，用于調(diào)節(jié)系統(tǒng)最小流量。實(shí)驗(yàn)時(shí)加熱面水平向上。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)圖如圖8所示。

實(shí)驗(yàn)時(shí)，經(jīng)工質(zhì)泵排出的過冷制冷劑依次流過干燥過濾器和質(zhì)量流量計(jì)后進(jìn)入蒸發(fā)器冷板，在蒸發(fā)器冷板中加熱沸騰后進(jìn)入冷凝器，完全冷凝成液態(tài)后進(jìn)入儲(chǔ)液罐（具有一定的過冷度），并再次被吸入工質(zhì)泵中，完成一個(gè)循環(huán)。分別改變系統(tǒng)流量與功率觀測(cè)加熱單元的溫度變化初步探究?jī)上嗔髦评湎到y(tǒng)特性。功率以200 W為步長(zhǎng)從200 W變化至1600 W，考慮到加熱單元溫度保護(hù)最大功率選1600 W，流量以0.2 m3/h為步長(zhǎng)從0.2 m3/h變化至1.4 m3/h，測(cè)量得到功率-流量-溫度數(shù)據(jù)庫進(jìn)行分析。

圖6　兩相流冷板實(shí)驗(yàn)原理圖

圖7　蒸發(fā)器冷板結(jié)構(gòu)圖

圖8　實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)圖

4.1兩相流制冷系統(tǒng)單點(diǎn)流量溫度變化與功率溫度變化

通過實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)10個(gè)加熱單元由于位置和熱流密度的不同，曲線的最值不盡相同，但是單點(diǎn)流量-溫度曲線與功率-溫度曲線的趨勢(shì)是相同的。因此僅以1點(diǎn)為例進(jìn)行分析。

如圖9所示，通過單個(gè)測(cè)試點(diǎn)的流量-溫度變化曲線可以看出：在同一功率下，加熱點(diǎn)的溫度隨著流量的增加而降低，當(dāng)流量增大到一定程度，溫度將趨于穩(wěn)定，不再隨著流量的變化而顯著變化。并且隨著功率增大，流量對(duì)于系統(tǒng)的影響將降低。不同功率下系統(tǒng)的穩(wěn)定溫度不同，說明系統(tǒng)具有一定的自適應(yīng)性。

圖9　1點(diǎn)流量-溫度曲線

圖10　1點(diǎn)功率-溫度曲線

如圖10所示，通過單個(gè)測(cè)試點(diǎn)的功率-溫度變化曲線可以看出：其各點(diǎn)的曲線基本重合斜率相似，在同一流量下，溫度隨功率呈近似線性變化，說明兩相流制冷系統(tǒng)具有一定的預(yù)測(cè)性。其中當(dāng)流量為點(diǎn)的斜率最高，說明其調(diào)節(jié)的作用最弱，降溫效果最差。

4.2兩相流制冷系統(tǒng)各測(cè)點(diǎn)流量溫度變化

通過實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)在同一功率下，各點(diǎn)的溫度-流量曲線變化趨勢(shì)基本相同，不同功率下受功率影響曲線最值不同。因此僅以800 W功率的工況為例進(jìn)行分析。

如圖11所示，通過各測(cè)試點(diǎn)的流量-溫度變化曲線可以看出：在同一功率下，溫度隨著流量的增大而下降，并且下降到某一值時(shí)趨于穩(wěn)定，基本不再變化。系統(tǒng)初始時(shí)降溫效果明顯，斜率下降較大，隨著系統(tǒng)干度增大降溫幅度減弱，最終趨于穩(wěn)定。

圖11800　W各點(diǎn)流量-溫度曲線

根據(jù)分布不同，10個(gè)加熱單元的降溫效果不同，其中1，3，10點(diǎn)溫度比較高，5，6，8點(diǎn)溫度基本相同，2點(diǎn)溫度最低冷卻效果最好，1點(diǎn)因?yàn)檫^冷度的原因沒有立即相變因此降溫效果不如2點(diǎn)。溫度與加熱點(diǎn)的幾何分布有關(guān)，密集處熱流密度大降溫效果弱，并且可以看出，溫度的高低因幾何分布呈對(duì)稱關(guān)系。

4.3兩相流制冷系統(tǒng)各測(cè)點(diǎn)功率溫度變化

通過實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)在同一流量下，各點(diǎn)的功率-溫度曲線變化趨勢(shì)基本相同。因此僅以流量為0.8 t/h的工況為例進(jìn)行分析。

如圖12所示，通過各測(cè)試點(diǎn)的功率-溫度變化曲線可以看出：在同一流量下，溫度隨功率變化呈線性，其中2點(diǎn)斜率最低，說明降溫效果最好，與之前實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象相符合。與定功率變流量相比，可見功率變化對(duì)于系統(tǒng)溫度的影響更加顯著。可以看出在兩相流系統(tǒng)中，受兩相流制冷系統(tǒng)自我調(diào)節(jié)的影響穩(wěn)定溫度與功率變化基本成線性變化關(guān)系，這使得該系統(tǒng)具有一定的預(yù)測(cè)性。

圖120　.8 t/h各點(diǎn)功率-溫度曲線

5　結(jié)論

（1）在兩相流制冷系統(tǒng)中滑片式工質(zhì)泵是可行的，通過合理設(shè)計(jì)其可以實(shí)現(xiàn)低功耗高輸出的作用，穩(wěn)定運(yùn)行系統(tǒng)。

（2）在兩相流制冷系統(tǒng)中，流量與負(fù)載功率是影響制冷效果的2個(gè)因素，通過數(shù)據(jù)比較可以看出流量對(duì)于兩相流制冷系統(tǒng)而言不是影響降溫的主要因素，降溫效果不顯著。功率對(duì)于系統(tǒng)的影響很大，這是因?yàn)橄到y(tǒng)干度是決定系統(tǒng)降溫效果最主要因素。

（3）兩相流制冷系統(tǒng)具有自適應(yīng)的特性，對(duì)于不同的負(fù)載其都對(duì)應(yīng)一個(gè)穩(wěn)定溫度，這使得系統(tǒng)具有一定的可控性。

（4）兩相流制冷系統(tǒng)的功率-溫度變化曲線基本呈線性變化，這使得系統(tǒng)具有一定的預(yù)測(cè)性，在干度滿足要求的情況下可以預(yù)測(cè)較高負(fù)荷下的運(yùn)行情況。

（5）在兩相流制冷系統(tǒng)中因?yàn)榱髁繉?duì)于系統(tǒng)降溫效果不顯著，因此對(duì)于提高系統(tǒng)制冷效果應(yīng)當(dāng)從優(yōu)化換熱接觸面，提高干度的角度出發(fā)而不是提高流量增強(qiáng)對(duì)流換熱效果出發(fā)，因?yàn)榕c相變換熱相比對(duì)流換熱并不顯著。

［1］Janicki M，Napieralski A.Modelling Electronic Circuit Radiation Cooling Using Analytical Thermal Model［J］.MI［2］呂洪濤.電子設(shè)備散熱技術(shù)探討［J］.電子機(jī)械工程，2011，27（5）：8-11.

CROELECTRONICS JOURNAL，2000，31（9-10）：781-785.

［3］Hoa C，Demolder B，Alexandre A.Roadmap for Developing Heat Pipes for ALCATEL SPACE's Satellites［J］.Applied Thermal Engineering，2003，23（9）：1099-1108.

［4］范海峰，范琪，虞丹萍，等.離心泵氣蝕問題研究及抗氣蝕性能改進(jìn)［J］.化工技術(shù)與開發(fā)，2011，40（1）：49-52.

［5］朱榮生，歐鳴雄.低比轉(zhuǎn)數(shù)雙吸離心泵回流問題的CFD研究［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2009，40（4）：82-85.

［6］張萍.離心泵減漏環(huán)處摩擦問題的分析［J］.湖南農(nóng)機(jī)，2013，40（7）：68-69.

［7］鄧定國，束鵬程.回轉(zhuǎn)壓縮機(jī)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001：219-228.

［8］繆道平，吳業(yè)正.制冷壓縮機(jī)［M］.西安：西安交通大學(xué)出版社，2011：247-260.

［9］趙學(xué)科.旋葉式壓縮機(jī)型線設(shè)計(jì)與理論研究［D］.重慶：重慶大學(xué)，2011：8-14.

［10］Liu J，Pei N Q，Guo K Het al.Experimental Investigation on Startup of a Novel Two-phase Cooling Loop［J］.Experimental Thermal and Fluid Science，2008，32（4）：939-946.

Discussion of Sliding-vane Pump Two-phase Flow Cooling System

LIU Teng1，QIAN Ji-yu2，KONG Xiang-ju2，CAO Feng1，SHU Peng-cheng1
（1.Xi′an Jiaotong University，Xi′an 710049，China；2.China Electronics Technology Group Corporation No.14 Research Institute，Nanjing 210039，China）

The equation of the optimal opening dimension was set up by establishing the mathematical model for the opening dimension of the sliding-vane pump.The experiment platform of two-phase flow cooling system was set up with sliding-vane pump as the core.Experimental data were obtained with the method of changing flow or power.By analyzing the diagram drawn based on the experimental data obtained before，the characteristics of two-phase flow cooling system was primarily validated and the results could provide direction for the further study.

sliding-vane pump；two-phase flow；angle of rotor

TH657

A

1006-2971（2015）02-0009-06

劉騰（1988-），男，研究生，就讀于西安交通大學(xué)，主要從事電子冷卻兩相流制冷系統(tǒng)的研究以及滑片式工質(zhì)泵的研發(fā)。E-mail:18292487774@126.com

2014-07-10