R134a噴霧冷卻系統換熱性能研究

錢春潮徐洪波邵雙全田長青周光輝

（1中國科學院理化技術研究所熱力過程節能技術北京市重點實驗室 北京 100190；2中原工學院能源與環境學院 鄭州 450007）

R134a噴霧冷卻系統換熱性能研究

錢春潮1，2徐洪波1邵雙全1田長青1周光輝2

（1中國科學院理化技術研究所熱力過程節能技術北京市重點實驗室 北京 100190；2中原工學院能源與環境學院 鄭州 450007）

本文建立了以R134a為冷卻工質的封閉式噴霧冷卻系統，研究了工質過冷度、質量流量和熱流密度對噴霧冷卻系統換熱性能的影響。其中，工質過冷度由噴嘴入口前的過冷段控制，質量流量通過變頻齒輪泵調節，熱流密度通過改變加熱電源電壓和電流控制。實驗結果表明，在熱流密度和質量流量保持不變時，改變過冷度對熱源表面溫度和換熱系數的影響并不明顯；在熱流密度和過冷度保持不變的條件下，系統存在一個臨界質量流量值，在質量流量達到臨界值之前，熱源表面溫度隨質量流量的增大而降低，當質量流量高于臨界值時，熱源表面溫度隨質量流量的增大而升高；當質量流量和過冷度保持不變時，存在一個熱流密度使液滴的蒸發量等于補充量，在此熱流密度下熱源表面系數能達到最大。

噴霧冷卻；傳熱系數；過冷度；熱流密度；質量流量；R134a

近年來，隨著電子器件的小型化、集成化，局部的熱流密度越來越高，散熱問題日益突出，嚴重影響電子產品的可靠性以及使用壽命。以高功率固體激光器為例，其在使用過程中只有少部分能量轉化為激光，絕大部分能量轉化成廢熱，如果這些廢熱不能及時散發出去會嚴重降低激光光束質量，甚至損害激光介質［1－2］。所以解決高功率、高熱流密度電子設備的散熱問題尤其重要。很多研究表明，噴霧冷卻具有較高的換熱系數、較低的流量、冷卻均勻等優點，因此噴霧冷卻技術是解決諸如此類電子設備散熱問題的一條有效途徑［3－4］。

噴霧冷卻換熱過程中包括多種換熱機制，如對流換熱、液膜蒸發換熱、核態沸騰和二次成核沸騰換熱等，而且影響噴霧冷卻性能的因素比較多，如噴嘴高度、噴射角度、霧滴速度、熱源表面粗糙度、熱流密度等［5－6］。Pautsch A G等［7］研究發現液膜的厚度對冷卻性能的影響較大，液膜過厚，阻礙換熱。王亞青等［8］發現當噴嘴處于最佳高度時，傾斜角度越大換熱效果越佳，冷卻效果越好。Rini D P等［9］研究發現一定熱流密度下，增大液滴通量，可以降低熱源表面溫度。Lin L等［10］研究發現當熱源表面過熱度為定值，臨界熱流密度隨體積通量的增大而增大。Si Chunqiang等［11］研究發現閉式噴霧冷卻系統中，隨著噴嘴進口壓力的增加換熱系數增加，熱源表面溫度降低。熱源表面越粗糙換熱特性越差，熱源表面刻微槽道可以有效提高散熱效果［12］。

R134a作為使用最廣泛的中低溫環保制冷劑，破壞臭氧潛能值為0，不過其全球變暖潛能值略高，但是由于良好的綜合性能，它在相當長的時間內仍然將作為一種過渡工質廣泛使用。因此，以R134a為冷卻工質的噴霧冷卻系統在國內外得到了較多的研究。

錢洋等［13］認為噴霧冷卻系統以R134a作為冷卻工質能夠滿足高功率電子元件散熱需求且具有穩定的散熱能力，其研究發現，當流量保持不變時，增大熱流密度換熱系數先快速升高然后有所下降。Tan Y B等［14］建立了以R134a為冷卻工質的噴霧冷卻系統，研究發現換熱系數高達39000 W／（m2·℃），此時熱流密度為145 W／cm2，熱源表面溫度為48℃。Hou Yu等［15］認為R134a在噴霧冷卻系統中具有很好的換熱效果，并研究了體積流量對噴霧冷卻換熱性能影響，同時指出增大工質體積流量可以增大臨界熱流密度，如體積流量為0.356 L／min時，最大臨界熱流密度為117.2 W／cm2且熱源表面溫度為46℃。Li Qiang等［16］研究了R134a噴霧冷卻系統中工質體積流量對換熱系數的影響，當流量小于1.6 L／min時，換熱系數隨著流量的增大而增大，當流量超過1.6 L／min后，繼續增大流量對換熱系數的影響并不明顯。Hsieh S S等［17］研究了非沸騰區R134a的液膜厚度，當質量通量在1.33～1.4 kg／（m2·s）之間時，液膜厚度在0.95～1.35 mm之間。Eduardo Martínez?Galván等［18］研究了熱源表面粗糙度對R134a噴霧冷卻性能的影響，并指出液膜厚度與努塞爾特數存在一定的關系。

本文建立了以R134a為冷卻工質的閉式噴霧冷卻系統，主要研究過冷度、工質質量流量、熱流密度影響噴霧冷卻性能的規律，以便于噴霧冷卻系統選擇合適的運行工況。

1 實驗系統與數據處理

1.1 實驗系統

如圖1所示，噴霧冷卻系統主要由動力裝置、噴霧換熱裝置、輔助制冷裝置以及數據采集系統組成。其中動力裝置主要由一齒輪泵提供循環動力，其轉速可由變頻器調節。噴霧換熱裝置為系統的關鍵部件，主要由噴嘴、噴霧室及模擬熱源等構成，在噴嘴的進口及噴霧室分別設置熱電偶及壓力傳感器測量相關溫度及壓力信息。輔助制冷裝置包括冷水機組、冷凝段、保證泵進口制冷劑為全液態的過冷段1以及調節噴嘴進口前制冷劑過冷度的過冷段2、儲液器、干燥過濾器等。數據采集系統由質量流量計、壓力傳感器、熱電偶、數據采集器和電腦等組成。本實驗所采用的噴嘴霧化錐角為60°，口徑為0.83 mm，安裝高度10.4 mm，霧化顆粒直徑在70～90 μm范圍內。其他主要器件的詳細信息如表1所示。

圖1 噴霧冷卻系統示意圖Fig.1 Schematic diagram of the experimental system

表1 主要實驗器件參數Tab.1 The detail information of experimental devices

該系統的循環過程為：工質R134a從儲液罐流經過濾器和過冷段1進入齒輪泵，然后工質通過質量流量計和過冷段2進入噴嘴，經噴嘴霧化后成為霧滴，進入噴霧室并噴射到熱源表面進行換熱，工質冷卻熱源后的成氣液兩相態或氣態從噴霧室底部流出，經過冷凝段冷凝成液態后流入儲液器，進行再次循環。實驗過程中噴霧范圍能完全覆蓋熱源表面。

模擬熱源結構及其內部熱電偶布置，如圖2所示，制作熱源材料為紫銅，圓柱體底座直徑為42 mm，在底座內部均勻排布5根加熱棒，底座通過45°錐臺漸變成直徑為12 mm的圓柱體，直徑12 mm的圓柱體上端面為熱源表面，該結構具有較好的一維導熱性［14］。

圖2 熱源結構示意圖Fig.2 Heat source structure

熱源與噴霧室接觸處添加聚四氟乙烯隔熱墊，熱源四周包裹20 mm厚絕熱材料防止向環境漏熱。為了測得溫度參數，沿熱源軸線方向，在距離換熱表面3 mm、6 mm、9 mm處各布置一個熱電偶，所測溫度值分別為T1、T2、T3，并根據傅里葉導熱定律計算出熱流密度值。

1.2 數據處理及誤差分析

熱源表面溫度及換熱系數是衡量換熱性能的重要指標，尤其是熱源表面換熱系數，所以本文主要研究工質過冷度，工質質量流量以及熱流密度對熱源表面溫度和傳熱系數的影響。根據熱源結構和隔熱處理措施，忽略熱源徑向的溫度變化，熱源內部導熱看作軸向的一維導熱問題。通過熱源內部熱電偶測得溫度數值結合傅里葉定律利用公式（1）計算出熱源的熱流密度，利用公式（2）計算出熱源表面溫度。通過壓力傳感器測出噴霧室內壓力，然后得到R134a在此壓力下對應的蒸發溫度，利用公式（3）計算出換熱系數。

式中：q為熱流密度，W／cm2；λ為紫銅的導熱系數，W／（m·℃）；δ1為T1、T2測點之間的距離，mm。

式中：Tsur為熱源表面溫度，℃；δ0為T1測點和熱源表面間的距離，mm。

式中：α為換熱系數，W／（m2·℃）；Tsat為噴霧室的蒸發溫度，℃。

熱電偶的測量誤差為±0.1℃，相鄰熱電偶間距離的測量誤差為±0.02 mm。通過方程（4）～方程（7）可計算得到熱流密度q、熱源表面溫度Tsur及換熱系數α的相對誤差值［19］：

式中：φq為q的相對誤差，%；ΔT1為T1、T2的測量誤差，℃；ΔT2為T2的測量誤差，℃；Δδ1為T1、T2兩測點間距離的測量誤差，mm。

式中：φT為Tsur的相對誤差，%；Δδ0為測點T1與熱源表面間距離的測量誤差，mm。

式中：φα為α的相對誤差，%；φTs為Tsat的相對誤差，%。

φTs由方程（7）計算得出：

式中：n為測量次數；Tp為多次測量后得出的平均蒸發溫度，℃；ΔTsat，i為每次測得蒸發溫度所產生的相對偏差，℃。計算出φTs相對誤差值為±3.7%。

通過計算，得到熱流密度、熱源表面溫度、表面傳熱系數的誤差分別為±2.9%、±5.5%、±6.4%。

2 實驗結果與分析

在噴霧冷卻過程中，噴霧室及熱源本身向周圍環境的散熱量很小，可以忽略不計，因此熱源的絕大部分熱量被工質帶走。本文用熱源表面溫度Tsur和傳熱系數α表征噴霧冷卻系統換熱性能的強弱，下面主要分析過冷度、質量流量、熱流密度分別對熱源表面溫度和傳熱系數的影響。

2.1 過冷度對換熱性能的影響

工質質量流量為3.0 kg／h，熱流密度為48.9 W／cm2時，只改變過冷度Tsub，其他條件均保持不變。圖3（a）和（b）分別表示熱源表面溫度和表面傳熱系數隨過冷度的變化。過冷度由0℃增大到6.0℃，噴霧室壓力為370 kPa，熱源表面溫度僅僅降低了1.4℃左右，換熱系數略微升高約900 W／（m2·℃）。

實驗結果表明單純增大過冷度并不能明顯提高噴霧冷卻系統的換熱性能。由于工質過冷度增大，提供的顯冷量增加，且對流換熱溫差增大，增加了對流換熱量。但是過冷度增大提供的顯冷量遠小于工質相變提供的潛冷量，即增大過冷度所增加的冷量在總冷量中所占的比例很小，所以增大工質過冷度不能顯著提高換熱性能。

圖3 過冷度對熱源表面溫度和換熱系數的影響Fig.3 The effect of subcooling degree on heat surface temperature and heat transfer coefficient

2.2 質量流量對換熱性能的影響

熱流密度和工質過冷度分別為38.1 W／cm2和3℃，只改變工質質量流量。實驗過程中噴霧室內的壓力是因變量，即噴霧室壓力由熱流密度，質量流量，過冷度等共同決定，其變化規律與熱源表面溫度變化規律一致，所以本實驗不著重強調噴霧室壓力。圖4 （a）和（b）分別表示熱源表面溫度和熱源表面換熱系數變化規律。隨著流量的增加，熱源表面溫度先降低隨后略有回升，對應的換熱系數先上升然后下降。

圖4 質量流量對熱源表面溫度和換熱系數的影響Fig.4 The effect of mass flow rate on heat surface temperature and heat transfer coefficient

當質量流量為1.0 kg／h時，工質流速較小且噴射到熱源表面的工質量較少，因此工質經噴嘴霧化成液滴噴射到熱源表面進行換熱后全部呈氣態，出現前面的液滴已經蒸干，后面的液滴還未補充上的現象，熱源表面會出現干涸區域，導致臨界熱流密度出現。所以熱源表面溫度高達48.7℃，而換熱系數僅有9.76 kW／（m2·℃）左右。隨著工質質量流量從1.0 kg／h增大到4.0 kg／h，單位時間內噴射到熱源表面的液滴量增加，逐漸滿足熱源的散熱需求，熱源表面的干涸區面積逐漸減小，同時流量增大使液滴噴射速度增大，增強了對熱源表面液膜內工質流動的擾動，強化了對流換熱，所以熱源表面溫度降低，換熱系數升高。當質量流量達到4.0 kg／h時，液滴的補充量與蒸發量相當，得到最好的換熱效果，熱源表面溫度降低至29.9℃，換熱系數上升到最大值28.3 kW／（m2·℃）。當質量流量上升至6.0 kg／h，熱源表面溫度升高至33.5℃，換熱系數降低至19.97 kW／（m2·℃）。這是因為隨著質量流量的增大更多的液滴噴射到熱源表面，液滴的補充量增大，而液滴的蒸發量不變，所以過量的液滴在熱源表面堆積形成液膜，液膜厚度增加，蒸發換熱相對減弱，換熱方式以對流換熱為主。根據湍流模型的層流底層理論推測出熱源表面存在兩層液膜：底層液膜和上層液膜。底層液膜是工質附著在熱源表面形成一層很薄的液膜，而且這層液膜的流動速度很慢；上層液膜是處于底層液膜之上，厚度較厚且在液滴的沖刷下流動速度較快的一層液膜。上層液膜阻礙了底層液膜蒸發，液膜厚度越厚，阻礙作用越大，熱源的熱量以熱傳導的方式傳遞給底層液膜，然后底層液膜將熱量傳遞給上層液膜，上層液膜以對流換熱的方式將熱量帶走，所以此過程中對流換熱代替了蒸發換熱成為主要的散熱方式。雖然質量流量增大強化了對流換熱，但是換熱方式的改變以及熱阻的增大都阻礙了換熱，且阻礙作用大于促進作用，所以換熱性能降低。

2.3 熱流密度對換熱性能的影響

圖5 熱流密度對熱源表面溫度和換熱系數的影響Fig.5 The effect of heat flux on heat surface temperature and heat transfer coefficient

在過冷度為3.0℃，質量流量為3.0 kg／h的條件下，熱源表面溫度和表面傳熱系數系數隨熱流密度的變化如圖5（a）和（b）所示。熱源表面溫度隨熱流密度的增大而升高 （如圖5（a）所示），熱流密度從27.8 W／cm2增加到53.8 W／cm2，熱源表面溫度由25.9℃上升至43.0℃。因為冷卻工質的質量流量是定值，在其他條件不變的情況下，增加熱流密度導致熱源內部的熱量增多，在不改變其他條件的情況下，此部分增加的熱量，必然導致熱源表面溫度上升。

隨著熱流密度的增大，換熱系數先上升后下降（如圖5（b）所示）。隨著熱流密度從27.8 W／cm2增大到43.1 W／cm2，換熱系數從19010 W／（m2·℃）增大到23640 W／（m2·℃），熱流密度繼續增大到53.8 W／cm2，換熱系數則降低到18700 W／（m2·℃）。因為在熱流密度比較小的情況下，液滴的蒸發量小于液滴的補充量，熱源表面形成一定厚度的液膜，阻礙了相變換熱，而且增大了熱阻。而隨著熱流密度的增大，液滴蒸發量增大導致液膜厚度變薄，阻礙作用減弱且熱阻減小，換熱系數增大。隨著熱流密度的增大，液滴的蒸發量逐漸接近補充量，此時熱源表面上液膜足夠薄且剛好潤濕熱源表面，換熱系數最高。繼續增大熱流密度最終使液滴的蒸發量大于補充量，熱源表面局部區域出現干涸現象，導致換熱系數減小。

3 結論

本文建立了以R134a為工質的閉式噴霧冷卻系統，實驗研究了過冷度、質量流量以及熱流密度對噴霧冷卻系統換熱性能的影響。主要結論如下：

1）在噴霧冷卻系統中，當熱流密度和質量流量為定值時，增大過冷度所提供的顯冷量遠小于液滴相變提供的冷量，因此單純增大過冷度并不能明顯提高噴霧的冷卻性能。

2）當熱流密度和過冷度為定值時，在質量流量增大的過程中，熱源表面溫度先降低然后又上升，表面傳熱系數先升高然后降低，所以存在一個臨界質量流量。在質量流量未達到臨界值之前，增大質量流量提供的液滴量漸漸滿足換熱需求，換熱性能提高；當質量流量達到臨界值時，剛好滿足換熱需求，換熱性能最佳；但是質量流量超過臨界值后，熱源表面會形成較厚的液膜阻礙蒸發換熱，換熱性能降低。所以在噴霧冷卻系統中并不是流量越大換熱效果越好，而是要盡可能使質量流量達到臨界值。

3）當質量流量和過冷度為定值時，熱源表面溫度隨著熱流密度增大而升高，然而表面傳熱系數先上升后下降。因為液滴的補充量不變，熱流密度較小時，蒸發量小于補充量時熱源表面液膜較厚，增大熱流密度液膜厚度減小換熱系數增大；持續增大熱流密度最終會導致蒸發量大于補充量，熱源表面出現干涸區域，臨界熱流密度出現，換熱系數降低。

在此噴霧冷卻系統中，工質的質量流量控制液滴的補充量，熱流密度控制液滴的蒸發量。當液滴的補充量與蒸發量相當且熱源表面恰好被完全潤濕時，換熱系數最大。所以根據熱流密度適當地調節工質的質量流量能使噴霧冷卻系統的換熱性能達到最佳。

符號說明

n——測量次數

q——熱流密度，W／cm2

Tp——某一蒸發壓力下的平均蒸發溫度，℃

Tsat——噴霧室的蒸發溫度，℃

Tsur——熱源表面溫度，℃

ΔT1——T1的測量誤差，℃

ΔT2——T2的測量誤差，℃

ΔTsat——由蒸發壓力得到蒸發溫度產生的誤差，℃

α——換熱系數，W／（m2·℃）

δ0——T1測點和熱源表面之間的距離，mm

δ1——T1、T2測點之間的距離，mm

Δδ0——測點T1與熱源表面間距離的測量誤差，mm

Δδ1——T1、T2兩測點間距離的測量誤差，mm

φq——q的相對誤差，%

φT——Tsur的相對誤差，%

φT s——Tsat的相對誤差，%

φα——α的相對誤差，%

λ——紫銅的導熱系數，W／（m·K）

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徐洪波，男，副研究員，中國科學院理化技術研究所，（010）82543433，E?mail：hbxu＠mail.ipc.ac.cn。研究方向：制冷空調新技術、微通道換熱、噴霧冷卻及熱泵技術。

About the corresponding author

Xu Hongbo，male，associate researcher，Technical Institute of Physics and Chemistry，CAS，＋86 10?82543433，E?mail：hbxu ＠mail.ipc.ac.cn.Research fields：new technology of refrigera?tion and air conditioning，micro?channel heat transfer，spray cool?ing and heat pump technology.

Investigation on the Heat Transfer Performance of Spray Cooling System with R134a

Qian Chunchao1，2Xu Hongbo1Shao Shuangquan1Tian Changqing1Zhou Guanghui2

（1.Beijing Key Laboratory of Thermal Science and Technology and Key Laboratory of Cryogenics，Technical Institute of Physics and Chemistry，CAS，Beijing，100190，China；2.School of Energy and Environment Engineering，Zhongyuan University of Technology，Zhengzhou，450007，China）

Water In order to investigate the influences of subcooling degree，mass flow rate and heat flux on the performance of the spray cooling system，a closed spray cooling system with R134a was built.The subcooling degree was adjusted by the subcooled section located before the nozzle inlet，the mass flow rate was controlled by the variable gear pump，and the heat flux was dominated by changing the voltage and current of the heating power.The experimental results indicated that，the variation of subcooling degree did not have significantly influence on the heat surface temperature and heat transfer coefficient as the heat flux and the mass flow rate were fixed.When the heat flux and the subcooling degree were constant，there existed a critical value of the mass flow rate，as the mass flow rate was smaller than the critical val?ue the heat surface temperature decreased with the mass flow rate increasing，on the contrary，the heat surface temperature would increase with the mass flow rate increasing when the mass flow rate exceeded the critical value.When the mass flow rate and the subcooled temper?ature kept constant，there also existed a heat flux value which made the evaporation capacity equal to the supplement of droplets，therefore the heat transfer coefficient could reach the maximum value.

spray cooling；heat transfer coefficient；subcooling degree；heat flux；mass flow rate；R134a

TK124；TB61＋2

A

0253－4339（2015）04－0001－07

10.3969／j.issn.0253－4339.2015.04.001

簡介

國家自然科學基金（51106170）資助項目。（The project was supported by the National Natural Science Foundation of China（No. 51106170）.）

2014年11月24日