橫向補償平板型環路熱管重力輔助下的系統性能研究

張晉晉，吳靜怡，蔡愛峰

（上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海 200240）

0 引言

隨著信息化的快速發展，高功率電子元器件廣泛應用于超級計算中心、通訊工程以及軍事設備中。而電子設備因小型化、高功率化所帶來的熱耗散問題，成為影響電子設備可靠運行的關鍵[1-2]。為了實現設備的高效散熱，很多研究者開始關注在航天工程中廣泛應用的環路熱管（Loop Heat Pipe，LHP）。作為一種高效的被動式相變導熱裝置，環路熱管能夠在小溫差下實現長距離的高熱流輸送。相比航天工程中的圓柱型環路熱管，平板型蒸發器易于與接觸面結合，具有更小的接觸熱阻，被廣泛應用于地面應用中[3-4]。

在地面應用中，平板型環路熱管的小型化和高性能受到研究者的廣泛關注。在小型化方面，芯體尺寸的減小難以滿足蒸發器與補償腔間所必需的溫差和壓差[5-6]。因而，合理設計儲液腔和蒸發器成為研究的重點。其中，橫向補償結構（Evaporator with Longitudinal Replenishment，ELR）以其較小的高度和高效的傳熱能力得到大家的重視，如圖 1所示。MAYDANIK等[7]對橫向補償銅水環路熱管展開相關研究，3.2 mm厚的橢圓形蒸發器在負荷為160 W時熱阻為0.042 ℃/W。相比縱向補償環路熱管，橫向補償環路熱管不僅高度尺寸減小為 1/3，而且其傳熱性能進一步提高。SINGH等[2]實驗研究了橫向補償的矩形環路熱管性能，當負荷從10 W變到50 W時，熱管總熱阻從5.23 ℃/W降低到了1.5 ℃/W，且低功率下出現明顯的溫度波動。在高效性方面，采用重力作用也得到了廣泛的應用。CHUANG等[8]研究不同驅動力（重力、毛細力）對圓柱型環路熱管啟動過程溫度波動的影響。KU等[9]實驗研究了重力對圓柱型雙蒸發器-雙冷凝器熱管啟動過程的影響。孫琦等[10]利用3D打印鈦合金毛細芯，研究了毛細芯導熱系數對傳熱性能的影響。

圖1 橫向補償結構的蒸發器

隨著環路熱管小型化、平板化和高性能的快速發展，對環路熱管的設計提出了更高的要求。雖然已開展了大量的熱管性能優化研究，但是橫向補償平板型環路熱管的研究較少，且重力輔助作用下橫向補償平板型環路熱管的運行性能尚未明確。本文在傳統橫向補償環路熱管的基礎上，以滿足高度空間僅為30 mm電子設備的散熱需求為目的，研制了橫向補償結構的環路熱管，理論分析了重力輔助作用下熱管的熱力循環，實驗研究了設計工況下熱管的運行特性，獲取了相關的結論。

1 實驗系統及循環分析

1.1 實驗系統

實際工程中熱管的工作條件如下：共有3個熱源，且同時運行，熱源1的最大功率為70 W，熱源2和熱源3的最大功率為35 W。如圖2(c)所示。在最大功率運行時，熱源表面溫度不超過 110 ℃。同時，環路熱管蒸發器的高度不超過 30 mm，在環境溫度為-20 ℃～60 ℃的條件下能夠穩定運行。所研制的熱管主要從兩個方面來考慮：1）采用雙孔毛細芯+橫向補償的組合，解決環路熱管毛細壓力、流動阻力以及熱泄漏之間的矛盾；2）利用重力的正向作用提升環路熱管的傳熱性能。相應的實驗系統，主要包括環路熱管系統、加熱系統、恒溫水槽以及數據采集裝置。圖 2(a)所示為環路熱管實驗系統，由熱源、蒸發器、冷凝器、管路、冷凝器等部分組成。圖2(b)所示為熱管內部介質流動示意圖。圖2(c)所示為蒸發器內部結構及主要溫度測點布置圖，蒸發器內部主要包括蒸汽槽道、儲液腔以及毛細芯。

該實驗系統中，冷凝器高于蒸發器68 mm。熱管系統整體采用鋁合金制作，通過燒結鎳粉和碳酸鈉的混合物形成雙孔徑毛細芯，其中燒結參數如表1所示。通過阿基米德方法測量毛細芯的有效孔徑率，而毛細芯的滲透率則采用Carman-Kozeny公式進行計算。補償腔、燒結網芯、氣腔在同一水平面，形成系統的橫向補償。3個熱源放置在蒸發器表面。實驗采用銅塊內置單端加熱棒作為模擬熱源，調節調壓器實現不同功率輸入，在銅塊與熱管蒸發面之間涂有導熱硅脂，以減小接觸熱阻。

冷凝器為套管式結構，控制恒溫水槽流量為28 L/h。同時，使用10 mm厚絕熱材料隔絕環境對實驗過程的影響。測量系統采用 Agilent 349710A數據采集儀，實驗過程中的采樣頻率為 5 s。由于熱源2和熱源3的功率相同，實驗采用T2-1和T2-2的平均值T2作為測量結果。工質為液氨，充注率為70%。通過不確定分析計算[11]，熱源端熱負荷與冷凝器所帶走熱量之間的誤差為5%。

圖2 環路熱管系統及溫度測點

表1 雙孔徑毛細芯燒結參數

1.2 運行熱力循環圖

區別于傳統環路熱管，結合低功率運行及小型環路熱管的工作特點[12-14]，重力輔助下橫向補償平板型環路熱管有著不同的熱力循環圖，如圖3所示，圖中狀態點對應圖2(b)中各數字點工質狀態。根據功率的大小可分為兩個不同的循環過程：重力控制模式和毛細力控制模式。當熱源未施加功率時，液體工質自重使得工質堆積于儲液腔和氣腔內。在低功率運行時，工質在蒸發槽道內、毛細芯與槽道接觸處相變吸熱變為蒸汽，蒸汽在浮升力的作用下流動到冷凝器中，蒸汽在冷凝器進行冷卻，之后在重力作用下回流儲液腔。整個過程中，依靠液體工質重力壓頭克服循環壓降，此過程為重力控制模式。隨著功率的不斷增加，工質在毛細芯表面形成了“非反轉彎液面”，在氣液分界面處毛細力所形成的壓力差驅動工質的流動。此時，冷凝器在蒸發器之上的結構仍舊對工質循環起正向作用。因而，在循環過程中，液體工質的重力壓頭和毛細壓力共同克服循環壓降。考慮到毛細壓力的主導作用，此為毛細力控制模式。

圖3 橫向補償平板型環路熱管重力輔助下的運行規律

2 實驗結果與討論

在實驗之前，首先對該環路熱管進行預壓測試，同時保持設計壓力放置 24 h后檢查系統的密閉性。在確保系統耐壓和密閉性的基礎上，對環路熱管進行抽真空處理，然后充注液氨進行試驗。實驗過程中，恒溫水槽的溫度保持在(60±0.5) ℃，環境溫度控制在(30±2) ℃。熱源加入后，蒸發器與冷凝器的溫度不斷增加，各點溫度均發生變化。當溫度逐步穩定，在20 min內同一測點溫差小于1 ℃時，實驗過程確認為是穩態過程。

2.1 穩定運行過程分析

熱源加入后，熱管中各點溫度均發生變化，如圖4所示，其中熱源1為70 W（15.22 W/cm2），熱源2和熱源3為35 W（20.71 W/cm2）。從圖中可以看出，隨著實驗過程逐漸穩定，熱源1的溫度為94 ℃，熱源2的溫度為97.5 ℃。冷凝水的入口溫度（T冷凝入口）設定為 60 ℃，冷凝水出口溫度不斷增大，帶走熱量。從實驗結果看，熱管運行能夠滿足電子設備熱源不高于110 ℃的要求。液線出口溫度（T6）比儲液腔溫度（T7）低約2 ℃，而液線出口與儲液腔相連，且兩者之間的保溫材料隔絕了外界傳熱，這說明仍有一部分來自于熱源的熱量通過殼體導熱、工質傳熱泄漏到儲液腔內。而熱泄漏會造成儲液腔內飽和蒸汽的增多，而儲液腔內蒸汽壓力的增加將會減弱毛細芯兩側的壓差，引起局部毛細芯“燒干”，進而導致熱管運行失敗。因而，需進一步優化結構設計以降低熱泄漏，從而降低熱源溫度，滿足實際工程需要。

圖4 環路熱管的運行過程

2.2 穩定運行數值模擬

為了驗證以上穩定運行的實驗結果，分析環路熱管的能量平衡，本文建立了熱管蒸汽槽道、儲液腔以及毛細芯內工質換熱的數學模型。簡化相應數學模型需滿足以下假設。

1）假設毛細芯與槽道接觸面處的工質為飽和蒸汽（TS）。當通過毛細芯的漏熱進入儲液腔時，假設其交界處的平均溫度為TINTF。儲液腔內的液體在交界面處進行對流換熱，形成儲液腔的溫度為TRES。

2）假設毛細芯所形成的壓差為毛細芯兩側溫度TS和TINTF所對應的飽和壓差，加上液體工質自重形成的重力壓降，共同克服工質循環所產生的壓降。

在以上假設成立的基礎上，可得環路熱管的輸入功率QAPP等同于質量m工質相變潛熱吸熱量mλ，與通過殼體導熱和工質傳熱的熱泄漏QHL，如式(1)所示：

當其施加熱源后，熱量通過殼體傳導給蒸汽槽道與毛細芯的接觸面，殼體和毛細芯溫度不斷上升，在dt時間內輸入熱量為：

式中：

Mni——雙孔徑毛細芯鎳的質量，kg；

Mammonia——毛細芯內吸滿液體氨的質量，kg；

Cpl_ni——鎳粉的比熱容，J/(kg?K)；

Cpl_ammonia——工質氨的比熱容，J/(kg?K)。

在毛細芯與蒸汽槽道接觸面處，液體工質蒸發速率m采用Collier和Thome的計算方法[15]：

式中：

C——計算系數，通過實驗值確定；

Rg——氨蒸汽氣體常量，1,002.6 J/(kg?K)，

Agroove——蒸發面積，其為蒸汽槽道的內表面積，m2。

PSAT和PINTF可用Antoine蒸氣壓方程計算[12]：

式中：

P——氨的飽和蒸氣壓，mmHg；

T——氨的飽和溫度，℃；

a，b，c——計算常數，a=7.55466，b=1,002.711，c=247.885。

聯立式(1)～(4)可得毛細芯熱源側的微分方程：

儲液腔內的能量平衡，取決于毛細芯內的熱傳導以及液體工質的對流換熱，如下所示：

式中：

α——儲液腔內蒸汽含量，由實驗確定；

ρl——液體工質密度，kg/m3；

VRES——儲液腔的體積，m3；

Cpl——液體工質比熱容，kJ/(kg?K)；

kEFF——毛細芯的有效導熱系數；

δ——毛細芯的高度，m；

AWICK——矩形毛細芯的截面積，AWICK=WWICK×LWICK，m2。

對于界面溫度TINTF，在界面處氣液工質的傳熱量與網芯的熱泄漏相同。結合式(3)和(4)可得：

將環路熱管的結構參數輸入式(5)～(7)中，利用MATLAB采用四階龍格-庫塔方法進行迭代求解。圖5所示為熱源1為70 W（15.22 W/cm2），熱源2和熱源3為35 W（20.71 W/cm2）時，環路熱管穩定運行時實驗值與模擬值的對比。從圖中可以看出，實驗值與模擬值吻合較好，誤差也在5%以內。

圖5 穩定運行時環路熱管模擬值與實驗值對比

2.3 傳熱性能

為評價環路熱管傳熱特性，定義環路熱管的熱阻為：

式中：

Ths——熱源1、熱源2和熱源3的平均溫度，K；

Tcool——冷凝進出口平均溫度，K；

Q——熱源1、熱源2和熱源3的總負荷，W；

RLHP——環路熱管熱阻，K/W。

圖6為環路熱管在不同的熱源供給下，穩定運行時熱管熱阻的模擬值與實驗值對比。從圖中可知，理論與實驗值吻合較好，熱管運行的熱阻在0.20 ℃/W 附近變化，熱源功率較小時熱阻較大，隨著熱源功率的增大，熱阻逐漸減小，隨后趨于穩定。分析其原因，主要是由于低功率穩定運行時工質循環量較少，蒸汽在充滿液體工質的槽道內流動，需要克服較大的流動阻力。反之，高功率穩定運行時，參與循環的工質較多，蒸發器受熱后大量的蒸發會快速帶走蒸汽槽道內的液體工質，形成蒸汽的單相流動，使得蒸發器內的流動阻力減小。而且，隨著加熱功率的進一步增大，蒸汽槽道內不再有液體工質，僅依靠毛細芯提供液體工質，當流動阻力與驅動力達到平衡時，環路熱管熱阻將不會隨加熱功率的增加而發生明顯變化。

圖6 穩定運行時熱阻的模擬值與實驗值對比

3 結論

本文針對高度空間狹窄的電子設備散熱需求，設計了重力輔助下的橫向補償環路熱管實驗系統。實驗研究了該熱管在重力輔助下的運行性能，主要結論如下：

1）在熱源1為70 W（15.22 W/cm2），熱源2和熱源3為35 W（20.71 W/cm2）時，熱源溫度控制在110 ℃以下，且該環路熱管的熱阻在0.20 ℃/W左右。熱源加熱量較小時熱阻較大，隨著熱源加熱量的增大，熱阻逐漸減小，隨后趨于穩定；造成這一現象的主要原因在于槽道內液體工質對蒸汽流動的阻礙作用隨著加熱量的增加而減弱；

2）利用MATLAB對環路熱管穩定運行進行數值模擬，計算結果與實驗結果的誤差在 5%以內；為了進一步提升環路熱管性能，仍需對熱源、毛細芯和儲液腔的相對位置和尺寸進行優化分析，最大程度地減小對儲液器的熱泄漏。

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