，，

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué)(威海) 汽車工程學(xué)院，山東 威海 264209；2.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 能源科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001；3.哈爾濱工業(yè)大學(xué)(威海) 新能源學(xué)院，山東 威海 264209)

隨著科技水平的迅速發(fā)展與壯大，各種電子器件已經(jīng)完全融入我們生活中的各個領(lǐng)域，電子器件單位面積的熱負荷越來越大[1]，使用過程中很有可能出現(xiàn)超溫現(xiàn)象。目前已知針對電子器件的散熱方式主要有空冷和液冷兩大類[2]。

空冷技術(shù)包括自然對流和強制對流兩種冷卻方式，主要應(yīng)用于單位體積發(fā)熱功率較小的電子器件，并且空冷技術(shù)需要高效的翅片協(xié)同作用，通過增加換熱面積，提高換熱效果，受空間限制明顯[3-4]。

液冷的方法主要有單相液冷、兩相液冷等。單相液冷技術(shù)在電子器件散熱方面的應(yīng)用比較成熟，但相對于兩相液冷而言，其熱負荷能力不高[5]。兩相冷卻的原理是工質(zhì)被外熱源加熱，利用工質(zhì)的汽化熱，將大部分熱量帶走，這樣大大增強了散熱效果。目前，常用的兩相液冷技術(shù)包括噴射冷卻、熱管等技術(shù)。噴射冷卻是將液體霧化后，通過液滴的蒸發(fā)吸熱，帶走器件的熱量以達到散熱目的[6-7]。噴射冷卻對電子器件的散熱效果較好，但其可能對器件本身造成沖擊和腐蝕[8]。熱管是相變換熱最直接的應(yīng)用，具有很高的導(dǎo)熱性、熱流密度可變性、環(huán)境適應(yīng)性，且熱管換熱設(shè)備較常規(guī)設(shè)備更加安全、可靠，可長期連續(xù)運行工作[9]，因此在電子器件散熱領(lǐng)域應(yīng)用比較廣泛。在熱管理論成熟的基礎(chǔ)上，發(fā)展出了平板熱管技術(shù)和環(huán)路熱管技術(shù)等。Plesch、Y.Cao和FaghtiA等針對不同類型的熱管進行了實驗研究[10-12]。肖紅升等設(shè)計了一種開放式熱管真空管式太陽高溫集熱器，提高了熱效率[13]。

本研究針對某一特殊器件進行系統(tǒng)散熱設(shè)計，根據(jù)該器件的散熱要求及限制條件，對比不同散熱方式，設(shè)計了一種開放式熱管作為散熱設(shè)備，確定了制冷工質(zhì)，并對系統(tǒng)的主要模塊進行計算，研究了節(jié)流后壓力和質(zhì)量流量對管內(nèi)壓降、管道入口處含氣率、管道出口處含氣率以及管內(nèi)對流換熱系數(shù)等的影響，確定最佳的運行工況。

1 系統(tǒng)流程

該特殊器件限制性較強，主要要求有：

(1)該器件長3.8 m、剖面尺寸為5.0 cm×2.0 cm，總發(fā)熱量為3.5 kW，熱源分布在整個長度方向。該器件要求工作9 min內(nèi)溫升小于50℃，溫度不超過75℃。允許溫度上限以內(nèi)，設(shè)備熱容的最大吸熱量為840 W，因此本研究設(shè)計的散熱設(shè)備需要帶走至少2.66 kW的熱量；

(2)該器件外部空間狹小，外表面無法布置接觸式散熱設(shè)備；

(3)該器件允許在內(nèi)部開設(shè)槽道添加散熱設(shè)備進行散熱，槽道長3.8 m，截面積最大為0.6 cm2。且該器件為電子元器件，槽內(nèi)工質(zhì)需絕緣；

(4)該器件安裝于移動設(shè)備上，工作于室外環(huán)境中，環(huán)境溫度為25℃。

氣體強制對流換熱的換熱系數(shù)較小，無法達到該器件散熱要求。而噴射制冷的霧化液滴與器件有直接接觸，且主要針對熱源較為集中的電子器件，該器件長度較長，噴射制冷無法達到預(yù)期效果。并且噴射過程中可能會對器件有腐蝕作用，不予考慮。

綜合考慮以上各種限制條件，本研究選擇液冷方式進行散熱。單相液冷熱負荷較小，因此本研究采用兩相液冷技術(shù)，利用其相變散熱優(yōu)勢，對器件進行散熱。熱管具有較強的散熱能力，但熱管管內(nèi)吸液芯利用毛細力提供動力，該器件較長且熱源分布在整個長度方向，毛細力提供的動力無法滿足要求，并且該器件不存在冷源，無法帶走熱量。因此，本研究設(shè)計了一種開放式熱管作為散熱設(shè)備，熱管長3.8 m，內(nèi)徑為6 mm，壁厚1 mm，滿足該設(shè)備開槽允許的最大截面積要求，器件示意圖如圖1所示。

圖1 器件幾何示意圖

裝置系統(tǒng)流程如圖2所示。圖中Ⅰ為儲液罐，Ⅱ為節(jié)流設(shè)備，Ⅲ為目的控溫部分，Ⅳ為制冷設(shè)備，Ⅴ為加壓設(shè)備。

Ⅰ中儲液罐F為制冷劑的儲存罐，由于常壓下制冷劑的相變溫度很低，為了保證其液態(tài)存儲狀態(tài)，在儲存時應(yīng)將制冷劑放置在高壓儲液罐中，儲液罐采用自增壓的方式對制冷劑高壓保存；Ⅱ中節(jié)流閥使工質(zhì)從儲液罐F中的高壓狀態(tài)減小為該器件工作時需要的壓力狀態(tài)，閥門的開度決定了工質(zhì)進入該器件時的壓力大小；Ⅲ中逆止閥是為了保證控溫設(shè)備的運行正常，以防控溫設(shè)備中因發(fā)生相變產(chǎn)生氣體后壓力增大導(dǎo)致工質(zhì)倒流；Ⅳ中制冷機是為了將在Ⅲ中生成的氣體液化，以便重新充入儲液罐F中；Ⅴ中水泵是給液體加壓以達到儲液罐F的壓力。

圖2 系統(tǒng)流程圖

在系統(tǒng)工作過程中需要不同的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，其中Ⅱ中采集的數(shù)據(jù)主要為節(jié)流后的壓力，通過節(jié)流后壓力的大小調(diào)節(jié)節(jié)流閥的開度；對Ⅳ中制冷機進行溫度采集，控制制冷機以達到工作要求的溫度；對水泵C進行壓力采集，用來調(diào)節(jié)水泵轉(zhuǎn)速。

為了保證制冷工質(zhì)流動的通暢性，管道內(nèi)壓力必須大于1.2×105Pa。水是最為常用的熱管工質(zhì)，其沸點在常壓下為100 ℃，沸點隨壓力的增大不斷升高。管內(nèi)壓力為1.5×105Pa時，水的沸點為111.5 ℃；管內(nèi)壓力為2.0 ×105Pa時，水的沸點為120 ℃，沸點遠超出了該器件的所能允許的溫度范圍，并且水具有導(dǎo)電性，因此本研究選擇使用絕緣的低溫制冷劑作為制冷工質(zhì)進行散熱。

考慮工質(zhì)沸點的同時，還應(yīng)考慮工質(zhì)是否有毒、易燃易爆等安全特性。表1為幾種制冷劑不同性質(zhì)的比較。

表1不同制冷劑不同性質(zhì)之間的比較

名稱常壓下沸點/℃常壓下相變潛熱/kJ·kg-1毒性、穩(wěn)定性R134a-26.1218毒性低,穩(wěn)定R152a-24.02331.3毒性強,易燃R600a-10.95367.1毒性高,易爆R600-0.5370.9毒性低,易燃易爆

從表中可知，制冷劑R152a、R600a和R600等雖汽化潛熱較大，但因其易燃易爆本研究不予考慮。制冷劑R134a汽化潛熱較高、沸點低、性質(zhì)穩(wěn)定且毒性低。綜合考慮，本研究最終選擇制冷劑R134a作為制冷工質(zhì)。

2 流程模塊計算關(guān)系式

本文涉及的熱力過程主要包括節(jié)流過程和換熱過程，同時工質(zhì)流動過程中管道內(nèi)有壓力變化。

2.1 基本熱力過程的數(shù)學(xué)模型

(1)節(jié)流過程

節(jié)流[14]是流體在管道內(nèi)流動，突然遇到截面變窄，而使壓力下降的現(xiàn)象。該過程絕熱，外界做的功等于系統(tǒng)內(nèi)能的改變，即

U2-U1=p1V1-p2V2

(1)

式中U——工質(zhì)的內(nèi)能;

p——壓強;

V——氣體的體積。

由上式可得出

U1+p1V1=U2+p2V2=const

(2)

又因為U+pV=H，H為另一狀態(tài)函數(shù)焓，由上式可知節(jié)流前后流體的焓保持不變。

為了度量節(jié)流后工質(zhì)溫度隨壓強變化的情況，通常采用湯姆遜系數(shù)來描述

(3)

可見，已知p、V、T關(guān)系和熱容，即可求得μ。

(2)換熱過程

換熱過程考慮了質(zhì)量流量和進出口的焓值。進出口焓值與氣相份額、液相份額有關(guān)。計算工質(zhì)流經(jīng)換熱器的換熱量公式為

Q=m(hout-hin)

(4)

h=h′(1-x)+(h′+r)x

(5)

式中Q——換熱量/W；

m——質(zhì)量流量/kg·s-1；

h——比焓值/J·kg-1；

x——干度；

h′——液態(tài)比焓/J·kg-1；

r——汽化潛熱/J·kg-1。

(3)相平衡關(guān)系

流程模擬過程中選擇NRTL(Non-Random Two Liquid)方程[15]計算汽液之間的相平衡關(guān)系。

2.2 管內(nèi)沸騰換熱實驗關(guān)聯(lián)式

Kandlikar[16]提出了一個通用于水平管和豎直管的流動沸騰換熱關(guān)系式，認為流動沸騰換熱包含核態(tài)沸騰主控區(qū)和對流沸騰主控區(qū)。在關(guān)系式中，Kandlikar用流體依賴因子Ffl來區(qū)別不同流體間的差異。對于制冷劑R134a，F(xiàn)fl=1.63[17]。其關(guān)系式的具體形式如下

hlp=max(hlp,NBD,hlp,CBD)

(6)

hlp,NBD和hlp,NBD分別表示核態(tài)沸騰主控區(qū)和強制對流沸騰主控區(qū)時的換熱系數(shù)，表達式分別如下

(7)

(8)

對于Frl<0.04的水平管，f(Frlo)=(0.25Frl)0.3；對于豎直管和Frl>0.4的水平管，f(Frlo)=1。

其中hlo為單相對流換熱系數(shù)，其關(guān)系式如下：

當(dāng)104≤Relo≤5×106時，

(9)

當(dāng)2 300≤Relo≤104時，

(10)

式中f——摩擦因子,f=[1.58ln(Relo)-3.28]-2；

Frl——弗勞德數(shù)；

Prl——液相普朗特數(shù)。

2.3 管內(nèi)壓降計算

水平管中，氣液兩相流的管內(nèi)壓降公式[18]如下

Δp=ΔpF+Δpa

(11)

式中 Δpa——加速壓力降/Pa；

ΔpF——摩擦阻力壓降/Pa。

(12)

式中λ——單相液體摩擦阻力系數(shù)；

ψ——校正系數(shù)；

ρm——均相流動時的氣液兩相流平均密度/kg·m-3；

um——均勻流動時的氣液兩相流平均流速/m·s-1；

x——干度；

ρL、ρG——液相和氣相密度/kg·m-3。

(13)

式中xe——出口干度；

xi——入口干度。

3 流程主要模塊參數(shù)的選擇

3.1 流程限制條件

該器件放置在室外環(huán)境中，儲液罐溫度保持為常溫25℃，儲液罐儲存壓力為10.0×105Pa。即從儲液罐流出的工質(zhì)流經(jīng)節(jié)流閥之前的溫度為25℃，以下簡稱為節(jié)流前溫度；流經(jīng)節(jié)流閥前的壓力為10.0×105Pa，以下簡稱為節(jié)流前壓力；管道出口壓力保證在1.2×105Pa以上。以上節(jié)流前溫度25℃、節(jié)流前壓力10.0×105Pa和管道出口壓力大于1.2×105Pa為流程模擬過程中必須滿足的條件。

3.2 主要參數(shù)的選擇

(1)對流換熱系數(shù)的計算

根據(jù)管內(nèi)沸騰換熱公式編程計算可得管內(nèi)對流換熱系數(shù)hboil的值。以制冷劑R134a為制冷工質(zhì)，分別計算了質(zhì)量流量0.02 kg/s、熱流密度4 W/cm2(該器件的熱流密度經(jīng)計算為3.7 W/cm2)，質(zhì)量流量0.022 kg/s、熱流密度4 W/cm2，質(zhì)量流量0.02 kg/s、熱流密度3.5 W/cm2三種情況下的對流換熱系數(shù)。制冷劑R134a的液態(tài)單相對流換熱系數(shù)經(jīng)計算小于1 500 W/(m2·℃)，而氣體強制對流[5]下的對流換熱系數(shù)為20～100 W/(m2·℃)。

由圖3可知，沸騰狀態(tài)下的對流換熱系數(shù)整體高于單相對流，含氣率為0時為純氣相，含氣率為1時是純液相。管內(nèi)沸騰狀態(tài)時的對流換熱系數(shù)隨著含氣率的升高先增大后減小。當(dāng)含氣率大于90%時，管內(nèi)對流換熱系數(shù)呈現(xiàn)急速下降的趨勢。為了得到更大的換熱效率，保證較高的對流換熱系數(shù)，含氣率存在一個最佳范圍0

圖3 制冷劑R134a局部含氣率與對流換熱系數(shù)關(guān)系

(2)節(jié)流后壓力的選擇

圖4所示為節(jié)流后壓力與管道入口處含氣率關(guān)系。由圖可知，節(jié)流后壓力越高，管道入口含氣率越小。當(dāng)節(jié)流后壓力繼續(xù)增大至節(jié)流前溫度對應(yīng)的飽和壓力后，流體節(jié)流后將不會達到沸騰狀態(tài)，此時流入管道的流體處于單相狀態(tài)。而單相狀態(tài)下的對流換熱系數(shù)遠小于沸騰狀態(tài)下的對流換熱系數(shù)。因此，本研究所討論的均為沸騰狀態(tài)下進入管道的情況，即節(jié)流后壓力小于25℃對應(yīng)的飽和蒸氣壓6.64×105Pa。

圖4 節(jié)流后壓力與管道入口含氣率關(guān)系

(3)質(zhì)量流量的選擇

制冷劑R134a在節(jié)流前溫度25℃、節(jié)流前壓力10.0 ×105Pa、管道出口壓力大于1.2×105Pa且管道出口處含氣率小于1的情況下，按照該器件的散熱要求，工質(zhì)需帶走熱量為2.26 kW。不同質(zhì)量流量對管內(nèi)壓降的影響如圖4中各空心點所示，不同質(zhì)量流量對應(yīng)的管道出口處含氣率關(guān)系如圖5中實心點所示。

由管內(nèi)壓降變化可知，當(dāng)節(jié)流后壓力不變時，隨著質(zhì)量流量的增加，管內(nèi)壓降不斷升高，且管內(nèi)壓降增加的趨勢不斷增大。當(dāng)管內(nèi)壓降增加到一定程度時，管道出口壓力小于1.2×105Pa，此時該質(zhì)量流量下的情況已不適用，圖中用×表示。當(dāng)質(zhì)量流量相同時，節(jié)流后壓力越高，對應(yīng)的管內(nèi)壓降越小。因為越高的節(jié)流后壓力對應(yīng)越小的管道入口含氣率，管內(nèi)含氣率也會越小，管內(nèi)的體積流量會越小，壓降也就越小。

由管道出口處含氣率變化關(guān)系可知，當(dāng)節(jié)流后壓力一定時，管道出口處含氣率隨著質(zhì)量流量的增大先減小后增大。當(dāng)需要帶走的熱量一定時，工質(zhì)吸熱蒸發(fā)的量一定，因此隨著質(zhì)量流量的增加，制冷劑R134a汽化的份額逐漸變少。但隨著質(zhì)量流量的增大，管內(nèi)壓降也在不斷增加，且增大程度越來越明顯，如圖5中圈出的點。當(dāng)質(zhì)量流量增大到一定程度后，由于管內(nèi)壓降迅速增大，管內(nèi)壓力對應(yīng)的飽和溫度迅速降低，會有更多流體由液態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)闅鈶B(tài)，質(zhì)量流量增大使管道出口含氣率減小的程度不及管內(nèi)壓力急劇變小使飽和溫度降低的程度，所以出口含氣率會有所上升。

圖5 質(zhì)量流量與管道出口處含氣率和管內(nèi)壓降關(guān)系

由圖5可以看出，管道出口處含氣率最小為70%左右，當(dāng)含氣率大于70%時，含氣率越小，對流換熱系數(shù)越大，因此本研究選擇最小的管道出口含氣率對應(yīng)的質(zhì)量流量為最佳工況。

由以上模擬計算結(jié)果可知，當(dāng)節(jié)流后壓力為6.6×105Pa，質(zhì)量流量為0.028 kg/s時，散熱系統(tǒng)可以帶走2.66 kW熱量，滿足器件的散熱要求，且換熱效果最佳。

3.3 系統(tǒng)最大散熱量的計算

在滿足該器件各種限制條件下，本研究計算了該散熱系統(tǒng)最大散熱量。為得到較高的管內(nèi)沸騰對流換熱系數(shù)，此處限制管道出口處含氣率為90%、管道入口為沸騰狀態(tài)。如圖6所示為質(zhì)量流量與最大散熱量之間關(guān)系。

圖6 質(zhì)量流量與最大散熱量關(guān)系圖

當(dāng)節(jié)流后壓力不變時，隨著質(zhì)量流量的增加，最大散熱量先增大后減小，熱量出現(xiàn)一個峰值，且峰值對應(yīng)的質(zhì)量流量隨著節(jié)流后壓力的增大逐漸后移。如節(jié)流后壓力為6.6×105Pa、質(zhì)量流量為0.025 kg/s時，最大散熱量為3.23 kW。

4 結(jié)論

本研究針對某特殊器件進行了系統(tǒng)的散熱設(shè)計，其核心部件為一開放式熱管，制冷工質(zhì)選擇制冷劑R134a。根據(jù)該器件的散熱要求，選擇了最優(yōu)的節(jié)流后壓力和質(zhì)量流量等參數(shù)。本研究的結(jié)論如下：

(1)在滿足該器件各限制條件的前提下，當(dāng)節(jié)流后壓力小于節(jié)流前溫度25℃對應(yīng)的飽和壓力時，節(jié)流后壓力越大，管道入口處含氣率越低；質(zhì)量流量越大，管內(nèi)壓降越大；當(dāng)質(zhì)量流量增大時，管道出口處含氣率先減小后增大，當(dāng)管道出口處含氣率最低時，對應(yīng)最佳的換熱效果；

(2)當(dāng)節(jié)流后壓力為6.6×105Pa、質(zhì)量流量為0.028 kg/s時，換熱效果最佳，可達到2.66 kW的散熱量，滿足該器件的散熱要求；

(3)在節(jié)流前溫度為25℃、節(jié)流前壓力為10.0×105Pa、管道出口壓力大于1.2×105Pa且管道出口處含氣率為90%的前提下，隨著質(zhì)量流量的增大，最大散熱量先增大后減小。當(dāng)節(jié)流后壓力為6.6×105Pa，質(zhì)量流量為0.025 kg/s時，系統(tǒng)最大散熱量為3.23 kW。