Y 形分叉流道圆盘状冷凝器环路热管的实验及仿真研究

赵润泽 李南茜 闫凯芬 陆 燕

(1 中国科学院大学 北京 100039)

(2 中国科学院上海技术物理研究所 上海 200083)

1 引 言

环路热管是以蒸发器内毛细芯的毛细压力为驱动力的两相传热设备。环路热管具有传热效率高、抗重力强、传输距离远、布置灵活等特点。随着空间制冷机技术的日渐成熟,航天飞行器、低温光学系统等使用制冷机与环路热管集成将成为普遍的热控手段,但因制冷机冷头直径较小,在空间实际应用中,与之耦合的环路热管需要实现大热流密度下的冷量传输。

冷凝器是制冷机与热管间换热的核心,既是制冷机与热管的热交换单元,又是热管的冷凝单元,是环路热管研究的关键部件之一。目前常用的冷凝器是盘管式结构,在与制冷机集成时,由于制冷机冷头可连接面积有限,在大冷量传输时,热管冷凝器面积远大于制冷机冷头面积,为此通常设置过渡冷板来实现与冷头的耦合,这样将带来额外的冷量损失。目前,对环路热管应用中冷凝器结构优化所做的研究较少。杨帆[1]在冷凝器内部添加螺纹槽道,使冷凝器兼具类似于次蒸发器的功能,提高了冷凝换热效率;陈跃勇[2]设计了矩形并行微通道冷凝器,使用该冷凝器的乙烷工质热管样机能在200 K 时传递50 W 热量。Zhao[3]在过渡板内部加工平行流道代替焊接,避免了焊接处的接触热阻;Bai[4]将冷凝器盘管焊接在圆柱形冷块圆周上,解决了普通冷板与制冷机冷头尺寸形状不匹配的问题。但是,以上研究在制冷机-环路热管集成应用时仍需冷板过渡连接,本研究通过设计与冷头尺寸接近的小型圆盘状高热流密度冷凝器能实现与冷头的直接耦合。

在高热流密度小面积换热方向,如电子散热热沉中常用的一种树状网络流道,兼具换热效率高、压降较小、温度分布均匀的优点。树状网络流道主流设计理论包括构形理论和分形理论。应用构形理论设计传热系统首先由Bejan[5]提出,随后Bejan 和Errera[6]使用构形理论进行了散热流道结构的优化工作,从单点出发覆盖整个体积的流道最终形成树状网络。Chen[7]设计了矩形芯片分形散热流道网络,并研究了流道压降和传热特性。Pence[8]将分形理论应用于圆盘状散热网络,建立了一维模型对树状网络流动压降和壁温进行预测。研究者们在此基础上对分形、构形及树状结构进行了大量的研究。徐国强[9]对树状构形流道进行改进,提出了Y 形构形流道并对最佳分叉角、最佳结构比例进行了研究。Liu[10]和马欣荣[11]分别针对矩形热沉设计了T-Y 形流道和双层Y形流道。Huang[12]使用数值仿真方法研究了不同管内强化措施下的圆盘形Y型流道热沉,流道布置采用上进侧出结构,冷却液从上方垂直入射到热沉中心并向圆周发散。Miguel[13]对不同尺寸约束下Y 形分形流道两级间最佳尺寸比进行了理论研究,通过使与流动和传热相关的功耗最小化来获得最优尺寸。

目前为止,树状网络流道主要应用于芯片冷却用热沉中,形状设计多为矩形或圆盘状上进侧出结构,且集中应用于泵驱动流体回路中。本研究将Y型树状流道应用于环路热管冷凝器,根据冷凝器形状对流道进行了设计,并通过CFD 仿真对流道结构分布进行了优化。由于环路热管毛细驱动力较小,且需保证一定的流道长度以使工质充分冷凝,设计了侧进侧出型的圆盘状Y 形分叉流道冷凝器,通过实验和数值仿真方法对热管整体性能及冷凝器内部流动换热进行了研究。

2 实验系统

2.1 冷凝器结构设计及优化

根据Murray 定律,当两级分叉管路直径和长度符合一定关系式时,分形结构压降最小。根据该理论,Wechsatol[14]针对圆盘形热沉内部分形树状网络提出了流道尺寸的最佳比例。

式中:D为流道的水力直径,m;L为流道长度,m;n为每个分支流道分叉处子流道的个数;下标i为分叉处母流道的流道级数,i+1 为分叉处子流道的流道级数。

对于Y型结构的分形网络,水力直径最佳比例同样遵循式(1),但由于每一级流道长度包括水平段的母流道长度和分叉段的子流道长度,流道长度比例遵循下式。

式中:下标i表示第i级分支的母流道,下标i1表示第i级分支内的子流道。

为了贴近制冷机冷头形状及尺寸,设计圆盘状冷凝器外径为60 mm,厚度为10 mm,流道横截面为矩形。选择流道级数为4 级,每级流道分支数为2,其中第4 级流道仅有水平段作为对称3 级流道之间的连接段。根据冷凝器尺寸限制及分叉Y 形流道的最佳尺寸比例,设计得到3 级侧进侧出型流道,末端分支数为8,流道长度比例及分叉角大小以末端分支均匀分布为设计原则,流道宽度比例按照式(1)所得最佳比例设计。

完成冷凝器加工后,组装环路热管并进行了测试实验,结果表明Y 形分叉流道的冷凝器在大热载下优势明显,但在较低热负载下,热管的总热阻偏大。以实验值为初始参数对冷凝器进行了数值仿真优化工作,使用ANSYS Fluent 进行建模仿真,蒸发冷凝过程使用UDF 自编程建模。以冷凝器253 K,加热功率20 W 工况下实验值作为仿真初始参数。冷凝器固体域包括进口段管线、出口段管线及冷凝器壳体,设置壳体下表面为冷源面,其余各面均为绝热边界,固体域与流体域接触面为热耦合边界。

冷凝器内部气相体积分数分布如图1 所示。入口过热气体进入冷凝器内部后逐渐降温,在3 级流道处及4 级流道处,流体温度逐渐低于相变温度并进入两相区。在右侧流出段分支流道,随着两相流被逐渐冷却,流体转变为液相单相流,并在流动过程中被进一步冷却为过冷液体。两相段位于流道末端分支处,由于此时换热面积增大、流动速度降低,流体与壁面充分换热,两相段长度较短,有利于冷凝器性能提升。

图1 流道内部相分布云图Fig.1 Phase distribution inside channel

图2 给出了流道中线上沿程压力分布情况及分叉点1 附近速度分布云图。在流道左侧流入段3 处分叉点分别可见压力回升现象,这是由于两支子流道截面积之和大于母流道截面积,总流动面积增大,速度降低。同样的,在右侧流出段合并点处存在压力下降现象,压降幅度相比流入段压力回升的幅度更小,这是因为流出段的液相流速度较低。压力回升现象使得分叉流道相比相同水力直径、相同流道长度的串行单管流道压降更小。在速度分布云图中分叉点处可以观察到速度滞止点的存在,分叉后的高速流体沿子流道内壁流动,子流道外壁处存在一定程度的回流,增大进口速度后发现回流逐渐增强直至产生涡旋区域。由于冷凝器入口矩形流道与气体管线圆形管线间有尺寸差异,流道的突缩导致速度陡增,表现为沿程压力分布曲线中分叉点1 前的压力突降。

图2 沿程压力分布曲线及分叉点1 附近速度分布云图Fig.2 Pressure distribution curve along channel and velocity distribution near bifurcation point 1

对冷凝器的仿真结果表明,分叉流道有利于加强换热和降低压降,是有效的冷凝器流道结构,但是矩形流道导致的流道突缩会造成冷凝器性能的恶化。根据仿真结果对流道截面进行优化,设计了椭圆截面的Y 形分叉流道冷凝器,冷凝器结构透视效果及侧进侧出Y 形流道结构如图3 所示,各分支详细参数见表1,其中Da为椭圆长轴,Db为椭圆短轴。由于分叉流道左侧流入段和右侧流出段关于垂直中线对称,故只给出流入段流道尺寸参数。由于流道分支数较多,每级流道半径变化较大,因此采用3D 打印一体成型的加工方式,材料为铝6061,材料粒度15—33 μm,成型致密度99%。

图3 3D 打印冷凝器Fig.3 3D printing condenser

表1 Y 形流道几何参数表Table 1 Structural characteristics of Y-shaped channels

2.2 实验系统

热管蒸发器壳体、补偿器、气体管线、液体管线均为铜材质,蒸发器尺寸为Φ20 mm ×80 mm,气液管线长度分别为990 mm 和690 mm,总容积为44.895 ml。工质采用丙烯,充装量15.499 g,283 K 温度下充液率为65%。为减小热管与环境之间的漏热,实验在真空罐内进行,真空度小于10-3Pa,同时,热管各部件均包裹多层绝热材料。冷凝器温度由耦合的两级脉管制冷机控制,蒸发器热源由50 mm ×50 mm/20Ω薄膜加热片提供。采用铂电阻温度计对热管各部件进行测温,测点分布及热管结构如图4 所示。

图4 LHP1 结构及温度测点示意图Fig.4 Structure and temperature measuring points distribution of LHP1

为了对比小型化设计后的Y 形流道冷凝器与常规冷凝器的性能,在原热管的基础上更换上常规压管式涡旋形冷凝器并进行对比实验,管线内径与分叉流道最大直径相同,根据工程经验计算50 W 传热量所需的冷凝器管线长度,设计得到冷凝器尺寸为120 mm ×120 mm。两根热管分别编号LHP1(Y 形流道冷凝器热管)和LHP2(压管式涡旋冷凝器热管),充液率相同。两种冷凝器的结构参数见表2。由于压管式涡旋冷凝器形状为矩形且尺寸远大于制冷机冷头,为了保证较好的热均匀性,在冷凝器和冷头之间需要使用尺寸与冷凝器相近的铜板过渡连接。

表2 两种冷凝器参数对比Table 2 Comparison of two condensers

3 实验结果与讨论

3.1 降温与启动

实验开启前对真空罐抽真空,罐内真空度达到1 ×10-2Pa 后开启制冷机对环路热管冷凝器进行降温。图5 为LHP1 在冷凝器223 K 工况下的降温及启动曲线。制冷机开机后,冷凝器及冷凝器进出口温度迅速下降,冷凝器温度接近223 K 时,对薄膜加热片输入5 W 的功率。蒸发器吸热后温度略有上升,毛细芯内液态工质吸热蒸发并进入气体管线,随后经过气体管线进入冷凝器并推动其中的冷凝液体进入液体管线,导致气体管线和冷凝器入口温度显著提升,液体管线温度加速下降;随着蒸发器内部工质的持续蒸发,冷凝器中的液态工质逐渐流入蒸发器核心和补偿器,蒸发器和补偿器的温度逐渐下降。工质在热管内部形成循环,环路热管启动。由于5 W 时加热功率较小,毛细芯内产生的毛细压力较小,热管稳定所需时间过长,在确认热管启动后,将加热功率增大到10 W。各测点温度稳定后,加热功率以10 W 为步长逐渐增大,调整制冷机功率将冷凝器控制在工况要求温度下。

图5 LHP1 降温启动曲线Fig.5 Start-up process of LHP1

3.2 稳态传热性能对比分析

LHP1 及LHP2 在不同冷凝器温度下均能顺利启动,通过调整制冷机功率分别控制冷凝器温度为283 K、253 K、223 K,在蒸发器端施加不同的加热功率,研究热管在稳态传热时各部分温度变化及热阻变化。环路热管热阻计算为:

式中:R为环路热管热阻,K/W;Te为蒸发器温度,K,即测点T3;Tc为冷凝器温度,K,即测点T7、T8的平均值;Q为热负荷,W。

图6 为冷凝器温度253 K 热管稳态温度及热阻分布,其中,(a)为LHP1,(b)为LHP2。对于LHP1,蒸发器施加5 W 加热功率启动后,将加热功率增大至10 W 以加速稳定,加热功率每次增加10 W,由于薄膜加热片最大热流密度不宜超过3 W/ cm2,因此最大功率为70 W;对于LHP2,蒸发器施加5 W 加热功率启动后,加热功率每次增大5 W,由于蒸发器温度过高,因此最大功率为40 W,整个过程中两种热管均正常工作。对于LHP1,当加热功率不大于60 W时,LHP1 的温差随加热功率的增大逐渐降低,这说明冷凝气液分界面处于冷凝器内部,在两相段之后存在过冷液态工质,液态工质的过冷度足以平衡蒸发器向补偿器的漏热量以保持蒸发端温度的相对稳定,同时随着加热功率增加,工质流速增大,液体管线段的漏热量降低,导致蒸发端温度随着加热功率的增加而降低。加热功率大于60 W 时,气液界面接近冷凝器出口,液态工质过冷度不足以弥补补偿器吸收的漏热量,蒸发器温度和补偿器温度明显上升,同时冷凝器出口温度高于冷凝器壁面温度,工质在冷凝器内未能充分冷凝。结果表明Y 形流道冷凝器的冷凝能力大于60 W。随着加热功率升高,LHP1 的热阻在工况范围内逐渐降低并基本稳定在0.4 K/W。对于LHP2,蒸发端温度随加热功率增大而逐渐升高,冷凝器出口温度较为稳定,但是由于流阻较大,工质流速较低,液体管线段的漏热导致补偿器和蒸发器温度迅速上升,热管热阻随加热功率增大先减小后稳定在1.2 K/W。对比可得,LHP1 具有更大的传热量和更小的传热热阻,其性能明显优于LHP2。

图6 稳态温度及热阻分布图(冷凝器温度253 K)Fig.6 Distribution of steady state temperature and thermal resistance (condenser temperature at 253 K)

为了更清晰地对比LHP1 与LHP2 的稳态传热热阻,图7 给出了LHP1 和LHP2 在3 个不同冷凝器温度下热阻随加热功率的变化曲线。结果表明,两种冷凝器环路热管热阻均随冷凝器工作温度升高而减小,这是因为,在实验温度范围内,随着工作温度上升,丙烯工质在蒸发器补偿器之外的理论环路压降降低,根据压差平衡,蒸发器和补偿器之间的饱和压差、对应的饱和温差及漏热量随之减小,蒸发器和补偿器的工作温度也越低,从而导致环路热管传热热阻降低。实验值与丙烯工质传热效率品质因数所指出的热管热阻趋势一致。对于LHP1,随着加热功率增大,热阻逐渐降低并进入稳定热导区;对于LHP2,在冷凝器温度223 K 时,其热阻变化趋势与LHP1 一致,但在冷凝器温度253 K 和283 K 时,传热热阻随加热功率增加先减小后增大,最小传热热阻均出现在15—20 W 加热功率下。加热功率小于30 W 时,LHP2 较LHP1 具有更低的热阻;加热功率不小于30 W 时,LHP1 的传热热阻显著低于LHP2。在热阻值基本稳定后,LHP1在283 K、253 K、223 K 下的最小传热热阻分别为0.34 K/W、0.42 K/W、0.56 K/W,LHP2 对应的最小传热热阻分别为0.24 K/W、0.77 K/W、1.63 K/W。在低温大冷量传输应用时,Y 形流道冷凝器环路热管有显著的性能优势。

图7 不同冷凝器温度下LHP1/LHP2 热阻对比图Fig.7 Comparison of thermal resistance for LHP1/LHP2 at different condenser temperatures

对制冷机冷头和环路热管冷凝器分别测温,得到冷头与冷凝器间的耦合传热温差,该温差由冷头-过渡铜板-冷凝器间的热损失造成,随热管热负荷增加而线性增大,耦合传热热阻约为0.4 K/W。在功率较大时,该热阻大小与环路热管热阻比较接近,由过渡铜板带来的额外热损失不可忽略。

3.3 冷凝器性能分析

热管整体热阻主要来自于冷凝器热阻,实验数据表明冷凝器热阻在热管总热阻中占比超过50%,因此有必要对冷凝器部件热阻进行进一步研究,冷凝器热阻(K/W)为:

式中:Tin和Tout分别对应冷凝器进出口温度,K,即测点T6和T9;Qc为冷凝器热负荷,W。

定义冷凝器热阻率εc,K·m/W,即为当量导热系数的倒数为:

式中:S为冷凝器与冷源换热面面积,m2;δ为冷凝器厚度,m。通过定义冷凝器热阻率,可以在不考虑冷凝器尺寸形状的情况下衡量冷凝器本身换热能力的大小,热阻率越小,表征冷凝器本身换热能力越强。

图8 为冷凝器253 K 时两种冷凝器的热阻率。Y形流道冷凝器的热阻率随热负荷上升逐渐降低并趋于稳定,涡旋形冷凝器热阻率随热负荷上升先下降后升高,并在35 W 以上时逐渐趋于稳定。在热负荷小于15 W时,两种冷凝器的热阻率较为接近;热负荷大于15 W 时,涡旋形冷凝器的热阻率迅速增大,Y形流道冷凝器的热阻率远低于涡旋形冷凝器,在40 W热负荷下,其热阻率分别为0.07 和1.22。结果表明,在大冷量的应用场合下,Y 形流道冷凝器的换热能力远大于常规涡旋形冷凝器,Y型流道冷凝器在大冷量传输方面有更高的应用价值。

图8 2 种冷凝器热阻率对比图(冷凝器温度253 K)Fig.8 Comparison of thermal resistance rates of two condensers(condenser temperature at 253 K)

4 结 论

应用Y 形分叉流道,设计了环路热管小型圆盘状冷凝器,通过CFD 仿真对流道结构进行了优化,使用3D 打印技术一体化加工。对安装分叉冷凝器和涡旋冷凝器的热管LHP1、LHP2 进行不同冷凝器温度下的实验对比,得到以下结论:

(1)Y 形流道冷凝器可直接与制冷机冷头耦合,避免通过过渡板传热的热损失(本研究中耦合传热热阻0.4 K/W)和额外的重量负担,同时面积小、重量轻,可以有效促进环路热管与制冷机集成热控系统轻量化设计。

(2)使用Y 形分叉流道冷凝器的环路热管最大传热量大于90 W,冷凝器温度283 K/ 253 K/ 223 K下的最小传热热阻分别为0.34 K/W、0.42 K/W、0.56 K/W,其最大传热量和传热热阻均远优于传统涡旋冷凝器的环路热管。