截面形狀對(duì)微通道流動(dòng)沸騰影響的數(shù)值研究

羅煒,賀靜,羅兵,徐永生,林梅

(1.中國南方電網(wǎng)有限責(zé)任公司,510080,廣州; 2.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;3.南方電網(wǎng)科學(xué)研究院有限責(zé)任公司直流輸電技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,510080,廣州)

隨著科技的不斷進(jìn)步,高壓直流輸電技術(shù)近幾年來發(fā)展迅速,擁有廣闊的市場前景。高壓直流輸電技術(shù)(HVDC)是將電廠發(fā)出的交流電在輸送端整流成直流電,進(jìn)行遠(yuǎn)距離輸送,在接收端又把直流電變成交流電供用戶使用[1]。與交流輸電方式相比,直流輸電具有電阻損耗小、故障率低、穩(wěn)定性高等特點(diǎn),但輸電過程中電流的交直流轉(zhuǎn)化是重要且必不可少的環(huán)節(jié),實(shí)現(xiàn)這一環(huán)節(jié)的關(guān)鍵設(shè)備為換流閥。其中,晶閘管是組成換流閥的基本元件,在通電過程中,載流子的運(yùn)動(dòng)會(huì)造成晶閘管PN結(jié)產(chǎn)生大量的熱量,如果這些熱量不能及時(shí)散發(fā)出去,將導(dǎo)致晶閘管PN結(jié)的溫度超過其能承受的最高溫度,此時(shí)換流閥的性能急劇惡化甚至可能被燒毀。因此,換流閥的有效冷卻是高壓直流輸電系統(tǒng)安全可靠運(yùn)行的重要保障。

目前換流閥系統(tǒng)的冷卻方式多為單相水冷,冷卻系統(tǒng)一般由外冷水循環(huán)系統(tǒng)和內(nèi)冷水循環(huán)系統(tǒng)組成,其中內(nèi)冷水循環(huán)系統(tǒng)對(duì)水質(zhì)要求高,需要大量設(shè)備對(duì)水進(jìn)行去離子化等處理,隨著輸送電量的進(jìn)一步增大,該系統(tǒng)將十分龐大。因此,本文提出使用具有高面體比、高冷卻效率的微通道相變冷卻散熱器對(duì)換流閥進(jìn)行冷卻。

微通道冷卻因具有較高的面體比,已被廣泛應(yīng)用于不同工業(yè)領(lǐng)域[2-5],其中微通道相變冷卻技術(shù)近年來備受關(guān)注。Barber等用高速相機(jī)研究了以FC-72為工質(zhì)的矩形微通道內(nèi)氣泡生長限制作用,該微通道縱橫比為10,結(jié)果表明當(dāng)氣泡生長受限時(shí),通道內(nèi)會(huì)產(chǎn)生大的壓力波動(dòng),氣泡的不斷生成與破裂過程造成了微通道內(nèi)壓力的不穩(wěn)定[6]。Anwar等通過實(shí)驗(yàn)研究了豎直小通道內(nèi)R152a的流動(dòng)沸騰換熱特性及燒干特征,該實(shí)驗(yàn)質(zhì)量流速范圍為100～500 kg/(m2·s),研究結(jié)果表明氣相體積分?jǐn)?shù)小于0.9時(shí),對(duì)換熱系數(shù)改變有較大影響的參數(shù)為熱流密度,隨著系統(tǒng)壓力的升高,換熱系數(shù)增大,但臨界熱流密度不隨系統(tǒng)壓力的改變而改變[7]。Lee等研究了截面積為1 mm×1 mm的并行微通道內(nèi)的流動(dòng)沸騰時(shí)均和瞬態(tài)特性,該實(shí)驗(yàn)工質(zhì)為R134a,結(jié)果表明在低熱流密度下,流型主要為核態(tài)沸騰為主導(dǎo)的柱塞流,出口干度增大,換熱系數(shù)降低;在高熱流密度下,微通道出現(xiàn)以對(duì)流沸騰為主導(dǎo)機(jī)制的環(huán)狀流。同時(shí),通道內(nèi)的波狀液體可以減少氣泡與熱壁直接接觸,從而減小了燒干帶來的不利影響[8]。Choi等實(shí)驗(yàn)研究了FC-72在長徑比為216.6的并行微通道內(nèi)的流動(dòng)沸騰特性,研究得出不同于常規(guī)通道,在低干度區(qū),微通道中核態(tài)沸騰換熱系數(shù)與質(zhì)量流量有關(guān),基于沸騰數(shù)與對(duì)流數(shù)提出了新的換熱系數(shù)預(yù)測關(guān)聯(lián)式,并提出了用韋伯?dāng)?shù)區(qū)分核態(tài)沸騰與膜態(tài)沸騰的準(zhǔn)則[9]。Markal等研究了去離子水在100、150、200、250 μm 4種水力直徑下的流動(dòng)沸騰特性,結(jié)果表明水力直徑越小,微通道內(nèi)壓降越大,這主要由通道對(duì)氣泡的限制作用引起,通道內(nèi)換熱系數(shù)因水力直徑不同而異,但不隨水力直徑單調(diào)變化[10]。因此,在給定工況下需通過設(shè)計(jì)尋找最佳水力直徑。

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展,數(shù)值模擬因省力、經(jīng)濟(jì)等優(yōu)點(diǎn)被廣泛應(yīng)用,關(guān)于流動(dòng)沸騰的數(shù)值模擬研究也受到了大量關(guān)注。Mukherjee等使用數(shù)值模擬方法研究了在邊長為200 μm的方形微通道內(nèi)氣泡的生長特性及壁面換熱性能,其中氣液界面捕捉使用水平集方法,結(jié)果表明增加壁面過熱度可以強(qiáng)化壁面換熱效果、增加氣泡生長速率,同時(shí)氣泡表面張力對(duì)氣泡形態(tài)有影響,但對(duì)壁面換熱性能基本沒有影響,較小的接觸角有利于增強(qiáng)壁面換熱性能[11]。Zhuan等用體積分?jǐn)?shù)法(VOF)模型研究了橫截面邊長為0.5 mm的矩形微通道中R134a和R22a的流動(dòng)沸騰氣泡動(dòng)力學(xué),結(jié)果表明高熱流密度時(shí),氣泡脫離直徑增大、成核點(diǎn)向上游移動(dòng),熱流密度增大,氣泡生成和融合速率增加,氣泡生成頻率的峰值出現(xiàn)在泡狀流與柱塞流區(qū)域[12]。Ling等用三維直接數(shù)值模擬研究了氣泡在給定壁溫情況下的生長和融合特性,發(fā)現(xiàn)有氣泡生長的地方壁面熱流密度會(huì)增大,且高熱流密度區(qū)主要出現(xiàn)在氣液交界線處[13]。Ferrari等使用VOF方法在OpenFOAM軟件中模擬了R245fa在矩形微通道中的柱塞流演化情況,發(fā)現(xiàn)在相同雷諾數(shù)下,方形通道相比于圓形通道具有更薄的液膜厚度,且由于曲率半徑不同,方形通道中四角處液膜厚度更大,導(dǎo)致壁面非頂角處燒干幾率更大[14]。

近年來,有越來越多的研究關(guān)注微通道截面變化對(duì)換熱性能的影響[15-16],例如Daniel等研究了R134a在圓形、三角形、方形水平微通道內(nèi),熱流密度為15～85 kW/m2時(shí)的流動(dòng)沸騰換熱特性[17],然而關(guān)于不同截面豎直微通道流動(dòng)沸騰的研究還很少,尤其是高熱流密度下微通道內(nèi)的數(shù)值模擬研究還鮮有報(bào)道。考慮換流閥冷卻系統(tǒng)對(duì)冷卻介質(zhì)低導(dǎo)電性的要求,本文采用數(shù)值模擬方法對(duì)某全氟己烷類工質(zhì)在圓形、方形、三角形、梯形截面豎直微通道內(nèi)的流動(dòng)沸騰換熱特性進(jìn)行研究,4種截面當(dāng)量直徑均為0.5 mm,熱流密度范圍為50～500 kW/m2,質(zhì)量流量范圍為0.000 1～0.002 kg/s,對(duì)比了氣泡在不同截面微通道內(nèi)的生長與融合特性,定量分析了不同截面微通道的換熱與壓降特性,以期為實(shí)際工程應(yīng)用提供理論指導(dǎo)。

1 模型建立

1.1 物理模型

圖1a所示為微通道相變冷卻散熱器,由于微通道散熱器中的微通道結(jié)構(gòu)相同,為了減少計(jì)算量,選取一個(gè)微通道單元進(jìn)行研究,如圖1b所示。為了探究截面形狀對(duì)微通道內(nèi)流動(dòng)沸騰的影響,本文選取了圓形、正方形、正三角形及梯形共4種微通道模型,用Fluent軟件對(duì)其進(jìn)行數(shù)值模擬。所有通道截面當(dāng)量直徑d均為0.5 mm,壁厚t均為0.1 mm,通道軸向長度L均為125 mm。各ABCD截面形狀如圖1c所示,具體尺寸如表1所示。為便于描述,建立了如圖1所示的坐標(biāo)系:坐標(biāo)原點(diǎn)位于通道入口中心處,沿通道長度方向?yàn)閦軸方向,加熱面位于x軸方向,y方向壁面絕熱。

(a)微通道散熱板結(jié)構(gòu) (b)單個(gè)通道

(c)截面示意圖圖1 微通道結(jié)構(gòu)示意圖

表1 不同截面形狀通道的尺寸

1.2 數(shù)學(xué)模型

微通道內(nèi)工質(zhì)為某全氟己烷類流體,為簡化計(jì)算,做出以下假設(shè):

(1)流體為不可壓縮流動(dòng);

(2)冷卻介質(zhì)及壁厚材料的物性定常;

(3)忽略流體流動(dòng)過程中熱輻射的影響;

(4)管道壁面為無滑移邊界條件。

本文中多相流模型選用VOF模型,該模型由Hirt等提出,是一種在固定歐拉網(wǎng)格下的表面跟蹤方法,通過定義在控制容積內(nèi)某一相的體積與總控制體積之比αn來描述不同相流體的運(yùn)動(dòng)[18]

(1)

式中:Vn為控制容積內(nèi)第n相流體體積;Vc為總控制容積。αn有以下3種形式:當(dāng)αn=0時(shí),控制體內(nèi)不存在n相流體;當(dāng)αn=1時(shí),控制體內(nèi)只存在n相流體;當(dāng)0<αn<1時(shí),控制體內(nèi)存在n相和其他相的流體。在同一控制容積中,各相體積分?jǐn)?shù)之和為1,即∑αn=1。

在VOF模型中,對(duì)于氣相來說,連續(xù)性方程表述如下

(2)

式中:αv、ρv、uv分別為氣相體積分?jǐn)?shù)、氣相密度、氣相速度;SM為在蒸發(fā)過程中液相向氣相的質(zhì)量輸運(yùn)。

本文定義液相為主相,氣相連續(xù)方程使用∑αn=1進(jìn)行計(jì)算。

VOF模型中各相流體使用同一套動(dòng)量方程,所得到的速度場被所有相共用。動(dòng)量方程表述如下

(3)

μ=αlμl+αvμv

(4)

ρ=αlρl+αvρv

(5)

式中:μ為動(dòng)力黏度;g為重力加速度;p為壓力;F為施加在流體上的外部力;αl、ρl分別為液相體積分?jǐn)?shù)、液相密度。

本文中對(duì)應(yīng)的能量方程表述如下

(6)

k=αlkl+αvkv

(7)

(8)

式中:El為液相的能量;Ev為氣相的能量;kl為液相導(dǎo)熱系數(shù);kv為氣相導(dǎo)熱系數(shù);T為溫度;SE為能量源項(xiàng)。

本文通過加載自定義函數(shù)(UDF)來描述相變過程,即本研究中的沸騰過程。本文中選用的描述相間質(zhì)量輸運(yùn)的模型為廣泛應(yīng)用的Lee模型,該模型為基于氣體動(dòng)力學(xué)理論的傳質(zhì)相變模型,具體表現(xiàn)形式如下[19]

(9)

(10)

式中:SM-lv為由液相到氣相輸運(yùn)的質(zhì)量源項(xiàng);SM-vl為由氣相到液相輸運(yùn)的質(zhì)量源項(xiàng);βe、βc為相變模型中的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù);Tsat為飽和溫度。式(9)(10)與式(2)有如下關(guān)系

SM=-(SM-lv+SM-vl)

(11)

在發(fā)生沸騰相變的過程中液相與氣相之間除了有傳質(zhì)過程外還有能量的傳遞與轉(zhuǎn)換。根據(jù)沸騰換熱理論,沸騰相變過程中的能量源項(xiàng)等于質(zhì)量源項(xiàng)與沸騰相變工質(zhì)汽化潛熱r的乘積,即

SE=SMr

(12)

表面張力是維持氣泡生長的作用力,其在數(shù)學(xué)模型中體現(xiàn)為動(dòng)量方程中施加在控制體表面的外力,即式(3)中的F。本文中選用的表面張力模型為Blackbill提出的連續(xù)表面力模型(CSF),對(duì)于氣液兩相流,其表現(xiàn)形式如下[20]

(13)

式中σvl為氣相與液相間的表面張力系數(shù)。

1.3 邊界條件

本文中加熱壁面為第二類邊界條件,即給定熱流密度q分別為50、100、300、500 kW/m2,其他2個(gè)壁面為絕熱邊界。

進(jìn)口邊界為質(zhì)量流量進(jìn)口,工質(zhì)進(jìn)口溫度Tin為329.75 K(飽和溫度)。出口邊界為壓力出口,出口壓力為一個(gè)大氣壓。進(jìn)口質(zhì)量流量m以下式為依據(jù)選取

(14)

式中:A為有效加熱面積;Cpl為冷卻介質(zhì)液態(tài)時(shí)的比定壓熱容;m1為達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)出口全部為氣相所對(duì)應(yīng)的質(zhì)量流量。取q=50 kW/m2,得到m1=0.000 1 kg/s,因此本文分別設(shè)置0.000 1、0.000 5、0.001以及0.002 kg/s共4種質(zhì)量流量來探究其對(duì)沸騰換熱性能的影響。

定義進(jìn)口雷諾數(shù)Rein如下

(15)

式中:ρin為冷卻劑進(jìn)口密度;Ain為通道進(jìn)口截面積。本文中Rein=600～11 977。對(duì)于微通道流動(dòng),轉(zhuǎn)捩雷諾數(shù)小于常規(guī)通道,文獻(xiàn)[21-22]研究表明微通道對(duì)流換熱轉(zhuǎn)捩雷諾數(shù)減小至300。在流動(dòng)沸騰過程中,由于氣泡的擾動(dòng)作用,在較小的雷諾數(shù)下也多選用湍流模型進(jìn)行模擬[23-25],文獻(xiàn)[26]中使用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型研究了最小進(jìn)口雷諾數(shù)為300的R21流動(dòng)沸騰,并通過與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比證明了湍流模型在流動(dòng)沸騰中低進(jìn)口雷諾數(shù)下的適用性。本文選用湍流模型進(jìn)行數(shù)值模擬。

1.4 網(wǎng)格劃分

本文研究過程為相變過程,為更好地獲得壁面附近氣泡生成與脫離對(duì)流動(dòng)的影響,采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。在管道內(nèi)壁近壁處設(shè)置了邊界層網(wǎng)格,第1層網(wǎng)格高度為0.005 mm,邊界層數(shù)為10,并對(duì)網(wǎng)格無關(guān)性進(jìn)行了驗(yàn)證。共劃分了3套網(wǎng)格,網(wǎng)格數(shù)分別為70萬、170萬、250萬,比較不同網(wǎng)格數(shù)下通道出口氣相體積分?jǐn)?shù)發(fā)現(xiàn),網(wǎng)格數(shù)為70萬時(shí)氣相體積分?jǐn)?shù)與170萬時(shí)相差22.7%,網(wǎng)格數(shù)為250萬時(shí)與170萬時(shí)僅相差5%,故最終確定網(wǎng)格數(shù)為170萬。

1.5 模型驗(yàn)證

在進(jìn)行數(shù)值計(jì)算之前,需對(duì)選用的數(shù)值模型以及編寫的相變UDF進(jìn)行校核。本文選用文獻(xiàn)[27]中實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ徒⑿：藬?shù)值模型,該物理模型為1.8 mm×6.5 mm×250 mm的矩形截面微通道,壁厚為0.1 mm,選用的工質(zhì)為制冷劑R21。湍流模型分別采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型、Reliabiek-ε模型、RNGk-ε模型及SSTk-ω模型,將4種湍流模型模擬所得結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較,發(fā)現(xiàn)數(shù)值模擬能清晰地捕捉到氣液界面,且流型演化與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相同。局部換熱系數(shù)hl的實(shí)驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果如圖2所示,發(fā)現(xiàn)不同湍流模型均能反映局部換熱系數(shù)隨熱流密度的變化趨勢,其中SSTk-ω模型平均誤差最小,在20%以內(nèi),因此在后續(xù)數(shù)值模擬中選用該模型。

圖2 局部換熱系數(shù)計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值[27]的對(duì)比

2 結(jié)果與分析

本文通過改變熱流密度及質(zhì)量流量來探究不同截面形狀下流型的變化及換熱、壓降特性,并綜合平均換熱系數(shù)與壓降分析不同截面形狀微通道的換熱性能,為實(shí)際工程應(yīng)用提供指導(dǎo)。

2.1 截面形狀對(duì)流型及局部換熱系數(shù)的影響

圖3所示為q=100 kW/m2、m=0.000 5 kg/s時(shí)4種通道出口段(z/L=0.8～1.0)氣泡形態(tài)圖。圖3a為圓形通道中氣泡形態(tài),在通道出口處可以看到明顯的柱塞流,且柱塞流外表較為光滑、圓整,此外可以觀察到氣泡融合現(xiàn)象;圖3b為方形通道氣泡三維形態(tài)圖,由圖可得在該區(qū)域內(nèi)有泡狀流和柱塞流同時(shí)存在,隨著流體向通道下游流動(dòng),氣泡不斷長大并與周圍小氣泡融合生成更大的氣泡,流型由泡狀流逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)橹鳌４送?在方形通道的4個(gè)頂角處,均可以觀察到附著其上的受限泡狀流,在4個(gè)頂角處生長的小氣泡由于壁面的限制作用不斷被拉長,加速了氣泡的融合、破碎,同時(shí)增大了流動(dòng)阻力;圖3c為三角形通道內(nèi)出口段氣泡形態(tài)圖,該區(qū)域內(nèi)沒有柱塞流的出現(xiàn),幾乎全部為泡狀流,同時(shí)在其內(nèi)壁面3個(gè)頂角邊處同樣觀察到附著在壁面的受限泡狀流;圖3d為梯形通道出口段氣泡形態(tài)圖,在該區(qū)域內(nèi)小氣泡沿著通道長度方向不斷生長、聚合為更大的氣泡,且氣泡的形狀各異,同樣可以觀察到壁面處的受限泡狀流,但主要出現(xiàn)在梯形長邊對(duì)應(yīng)的2個(gè)頂角附近。

(a)圓形 (b)方形 (c)三角形 (d)梯形圖3 低熱流密度下4種通道出口段氣泡形態(tài)

圖4所示為q=300 kW/m2、m=0.000 5 kg/s時(shí)4種通道出口段(z/L=0.8～1.0)氣泡形態(tài)圖。圖4a為圓形通道內(nèi)出口處氣泡形態(tài)圖,在該區(qū)域內(nèi),上游處的柱塞流與周圍小氣泡不斷融合,且在壁面持續(xù)加熱作用下轉(zhuǎn)化為下游處的攪拌流,但仍為由核態(tài)沸騰主導(dǎo)的換熱機(jī)制,若熱流密度進(jìn)一步增加,則可能出現(xiàn)由對(duì)流沸騰為主導(dǎo)換熱機(jī)制的環(huán)狀流;圖4b為方形通道內(nèi)出口段氣泡形態(tài)圖,該區(qū)域內(nèi)兩個(gè)拉長柱塞流融合為大尺寸的攪拌流,內(nèi)壁面頂角處有附著的受限泡狀流;圖4c為三角形通道內(nèi)出口段氣泡形態(tài)圖,該區(qū)域內(nèi)無攪拌流出現(xiàn),被主流流體帶向下游的小氣泡不斷與下游的泡狀流與柱塞流融合,頂角附近的受限泡狀流受到主流流體的沖刷作用從壁面脫落向下游流動(dòng);圖4d為梯形通道內(nèi)出口段氣泡形態(tài)圖,該區(qū)域內(nèi)尺寸較大的柱塞流與主流中小氣泡及下游的柱塞流融合,向攪拌流轉(zhuǎn)換,長邊頂角處的小氣泡與主流中大的柱塞流融合。通道內(nèi)壁無角區(qū)的氣泡外形較為光滑,且整個(gè)通道內(nèi)各處出現(xiàn)氣泡的概率相等,當(dāng)通道內(nèi)存在角區(qū)時(shí),氣泡受到壁面的限制作用被拉長,且不容易被主流流體帶走。

(a)圓形 (b)方形 (c)三角形 (d)梯形圖4 高熱流密度下4種通道出口段氣泡形態(tài)

為定量對(duì)比分析不同截面形狀微通道的換熱性能,比較了每種通道的局部換熱系數(shù)hl,其計(jì)算公式如下

(16)

式中:Tiw為通道內(nèi)壁面溫度;Tf為通道內(nèi)主流流體的溫度。

圖5為4種通道在m=0.000 5 kg/s、q=300 kW/m2、入口過冷度為0 K時(shí)的局部換熱系數(shù)。從圖中可以看出,4種通道中局部換熱系數(shù)均沿著通道長度方向增加。這是因?yàn)檠刂ǖ篱L度方向,主流流體不斷被壁面加熱,溫度逐漸升高,而由于氣泡的生長帶走大量潛熱,壁面溫度變化較小,因此二者之間溫差不斷減小,換熱系數(shù)不斷增大。其中,三角形通道的換熱系數(shù)遠(yuǎn)大于其他3種截面通道:一方面,由于相同當(dāng)量直徑下,三角形截面周長最大,故所對(duì)應(yīng)通道內(nèi)表面積大,即換熱面積最大;另一方面,正三角形通道中3個(gè)頂角起到了強(qiáng)化汽化核心的作用,氣泡在該處較容易產(chǎn)生。此外,頂角附近形成的狹窄通道迫使氣泡沿軸向生長,加速了氣泡的融合、破碎過程,對(duì)主流流體擾動(dòng)增強(qiáng)。z/L≤0.3時(shí),三角形通道內(nèi)換熱系數(shù)沿著通道長度方向增加較快,z/L>0.3時(shí),其沿著通道長度方向變化平緩。這是因?yàn)樵谕ǖ肋M(jìn)口段,沸騰過程發(fā)展不充分,主要為泡狀流,整個(gè)通道中氣泡的產(chǎn)生、脫落速度增加較快;在通道后段,氣泡的產(chǎn)生、脫落速度增加變緩,且在頂角附近壁面的限制作用下,氣泡開始融合,泡狀流緩慢向柱塞流轉(zhuǎn)變。對(duì)于方形通道和梯形通道,在0.4

圖5 4種通道局部換熱系數(shù)的軸向分布

2.2 質(zhì)量流量與熱流密度對(duì)平均換熱系數(shù)的影響

為了比較熱流密度及質(zhì)量流量變化時(shí)4種通道的整體換熱性能,定義平均換熱系數(shù)hm進(jìn)行衡量,其表達(dá)式如下

(17)

Δp=pin-pout

(18)

式中:pin為進(jìn)口壓力;pout為出口壓力。

(a)z/L=0.4～0.6 (b)z/L=0.6～0.8 (c)z/L=0.8～1.0圖6 梯形通道相分布云圖

圖7 4種通道平均換熱系數(shù)隨質(zhì)量流量的變化

圖8 4種通道壓降隨質(zhì)量流量的變化

圖7所示為4種通道在q=300 kW/m2時(shí)的平均換熱系數(shù)隨質(zhì)量流量的變化曲線。從圖中可以看出,隨著質(zhì)量流量的增加,4種通道中平均換熱系數(shù)均增大,其中圓形、方形通道增加幅度較大,三角形、梯形通道換熱系數(shù)變化較平緩。當(dāng)質(zhì)量流量由0.000 1 kg/s增加到0.002 kg/s時(shí),質(zhì)量流量增加了19倍,而圓形和方形通道的換熱系數(shù)僅增加了0.3倍,三角形通道增加了0.1倍,梯形通道增加了0.2倍。同時(shí),圓形通道壓降增加了8.98倍,方形通道壓降增加了5.94倍,梯形通道壓降增加了6.02倍,三角形通道壓降增加了5.62倍,如圖8所示。這主要是因?yàn)殡S著質(zhì)量流量的增加,來流慣性力增加,壁面附近生成的小氣泡的表面張力小于慣性力,來不及長大就被來流沖刷向下游,氣泡的快速脫離增加了對(duì)主流流體的擾動(dòng),從而平均換熱系數(shù)增大。但是,隨著質(zhì)量流量的增大,流體慣性力與黏性力帶來的壓降迅速增大。三角形通道壓降最小的原因?yàn)?通道截面積最大,在相同質(zhì)量流量下主流流體速度小,因此摩擦壓降較小;此外,三角形通道由于換熱面積大而汽化核心數(shù)量多、氣泡尺寸小,加速壓降也較小,二者綜合作用造成三角形通道壓降最小。圓形通道壓降最大的原因與此相反。

圖9所示為4種通道平均換熱系數(shù)隨熱流密度的變化趨勢。從圖中可知,隨著熱流密度增加,4種通道平均換熱系數(shù)均增大。這是因?yàn)殡S著熱流密度增大,通道中沸騰程度加劇,有更多的氣泡從壁面產(chǎn)生,帶走更多熱量,且氣泡尺寸增大,小氣泡融合為更大的氣泡,增加了對(duì)主流流體的擾動(dòng)作用,流型從泡狀流逐漸向柱塞流、攪拌流轉(zhuǎn)化;若熱流密度進(jìn)一步增大,微通道中則會(huì)出現(xiàn)環(huán)狀流,此時(shí)沸騰換熱過程由核態(tài)沸騰為主導(dǎo)機(jī)制向核態(tài)沸騰與對(duì)流沸騰共同主導(dǎo)轉(zhuǎn)變。其中,當(dāng)熱流密度由50 kW/m2增加到100 kW/m2時(shí),4種通道的平均換熱系數(shù)增加幅度無太大差異,其中圓形通道增加幅度最大,平均換熱系數(shù)提升了4.36%,方形通道最小,提升了2.6%。繼續(xù)增加熱流密度,從300 kW/m2到500 kW/m2時(shí),圓形、方形、梯形3種截面通道中平均換熱系數(shù)漲幅基本不變,分別增加了3.71%、4.42%、2.8%,而三角形通道平均換熱系數(shù)增加了8.02%。這是因?yàn)殡S著熱流密度的不斷增大,前3種截面通道中出現(xiàn)了環(huán)狀流,沸騰換熱過程中核態(tài)沸騰與對(duì)流沸騰共同存在,而對(duì)流沸騰對(duì)核態(tài)沸騰有抑制作用,壁面熱量主要通過通道內(nèi)壁面的液膜氣化進(jìn)行傳遞,在該區(qū)域,進(jìn)一步增加熱流密度已無法增大換熱系數(shù)。對(duì)于三角形通道,隨著熱流密度的增加,換熱系數(shù)一直呈現(xiàn)增大的趨勢。這是因?yàn)樵趒=500 kW/m2時(shí),通道中依然沒有出現(xiàn)環(huán)狀流,通道中的換熱以核態(tài)沸騰為主,因此通道的換熱系數(shù)隨著熱流密度的增加依然增大。

圖9 4種通道平均換熱系數(shù)隨熱流密度的變化

文獻(xiàn)[17]中通過實(shí)驗(yàn)研究對(duì)比了圓形、方形、三角形3種水平微通道的換熱性能,該文獻(xiàn)中控制通道內(nèi)表面換熱面積相等,此時(shí)3種水平微通道的當(dāng)量直徑并不相等。此外,由于加工工藝不同,導(dǎo)致通道內(nèi)壁面粗糙度也不同,測量結(jié)果表明三角形通道粗糙度最大,為1.78 μm;方形次之,為0.84 μm;圓形最小,為0.289 μm。該文獻(xiàn)研究表明在高熱流密度(55～85 kW/m2)下,換熱系數(shù)從大到小依次為三角形、圓形、方形,與本文研究結(jié)論一致,但該文獻(xiàn)作者認(rèn)為三角形通道換熱系數(shù)最大的原因?yàn)槠漭^大的粗糙度起到了氣化核心的作用,增強(qiáng)了換熱效果,這無法解釋方形通道換熱系數(shù)小于圓形的現(xiàn)象。因此,本文作者認(rèn)為該文獻(xiàn)中三角形通道換熱性能最佳是大粗糙度與銳角邊共同強(qiáng)化作用的結(jié)果,而方形通道換熱系數(shù)小的原因?yàn)榉墙菂^(qū)的薄液膜迅速蒸干,出現(xiàn)了壁面氣膜。本文中三角形通道換熱系數(shù)最大則是其較大的換熱面積和銳角區(qū)域共同作用所致。

圖10所示為4種通道壓降隨著熱流密度的變化趨勢,隨著熱流密度從50 kW/m2增加到500 kW/m2,4種通道壓降均增加。這是因?yàn)殡S著熱流密度增大,微通道內(nèi)氣泡數(shù)量增加,且尺寸增大,氣泡的浮力增大,以大于主流液體的速度向出口運(yùn)動(dòng),對(duì)主流流體產(chǎn)生較大的剪切力,增加了壁面摩擦力,即沸騰過程中加速壓降增大。其中,三角形通道壓降最小,圓形通道壓降最大,這主要是因?yàn)槿切瓮ǖ澜孛娣e最大,而圓形通道截面積最小,壁面對(duì)氣泡生長的限制作用增強(qiáng),大尺寸的氣泡對(duì)流道有堵塞作用,因此圓形通道壓降最大,三角形通道壓降最小。同時(shí),4種通道壓降隨熱流密度增大的幅度基本相同,圓形、方形、三角形、梯形4種通道壓降分別增大了1.08、1.39、1.53、1.16倍。

圖10 4種通道壓降隨熱流密度的變化

2.3 綜合換熱性能分析

為了綜合比較各種通道在不同工況下的換熱性能以及壓降,本文中定義性能因子P來評(píng)價(jià)不同通道的綜合換熱性能,其計(jì)算公式如下

(19)

由式(19)可知,P的值越大,綜合換熱性能越好。

圖11所示為4種通道在q=300 kW/m2時(shí)性能因子隨質(zhì)量流量變化的曲線。由圖可得:三角形通道的綜合性能遠(yuǎn)大于圓形、方形以及梯形通道,質(zhì)量流量為0.000 1 kg/s時(shí),其性能因子約為其他3種通道的2.1～2.3倍,因此綜合性能最好。圓形、方形以及梯形通道綜合性能相差不大。隨著質(zhì)量流量的增加,4種通道的綜合性能都在急劇下降。這是因?yàn)樵诒疚难芯康臒崃髅芏确秶鷥?nèi),微通道內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱以核態(tài)沸騰為主導(dǎo),對(duì)流沸騰只當(dāng)q=500 kW/m2時(shí)在圓形、方形、梯形通道中出現(xiàn),而在核態(tài)沸騰為主導(dǎo)的區(qū)域內(nèi),增加質(zhì)量流量對(duì)換熱系數(shù)影響較小,但帶來的壓降增大較為明顯。圖12所示為4種通道在不同熱流密度下的性能因子變化趨勢,隨著熱流密度的增加,4種通道的性能因子都減小。這是因?yàn)殡S著熱流密度的增加,通道中的氣泡數(shù)量增多,導(dǎo)致通道的壓降增大,而由前文對(duì)不同熱流密度下?lián)Q熱系數(shù)的分析可知,隨著熱流密度的變化,換熱系數(shù)增加比較緩慢,因此性能因子隨著熱流密度的增加而下降。在不同熱流密度下三角形的性能因子依然遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于圓形、方形以及梯形的,在q=50 kW/m2時(shí),三角形通道性能因子約為其他3種通道的2.2～3.0倍,在q=500 kW/m2時(shí),三角形通道性能因子約為其他3種通道的1.9～2.5倍。綜合比較增大質(zhì)量流量與熱流密度時(shí)性能因子下降比率得到:質(zhì)量流量從0.000 1 kg/s增加到0.002 kg/s,4種通道性能因子下降了81%～87%,其中圓形通道下降最多,下降了87%;熱流密度從50 kW/m2增加到500 kW/m2,4種通道性能因子下降了44.2%～53.3%,其中三角形通道下降最多,下降了53.3%。因此,在核態(tài)沸騰區(qū)域,為提升換熱性能,增大熱流密度比增加質(zhì)量流量具有更高的經(jīng)濟(jì)性。不考慮泵功時(shí),三角形與圓形通道均具有較好的換熱性能,若考慮泵功消耗,三角形通道換熱性能較好。

圖11 4種通道性能因子隨質(zhì)量流量的變化

圖12 4種通道性能因子隨熱流密度的變化

本文中三角形通道換熱性能較好主要取決于以下3方面因素的共同作用:首先,三角形微通道內(nèi)的核化點(diǎn)總是出現(xiàn)在3個(gè)頂角或非常靠近頂角處[28],頂角起到了氣化核心的作用,能促進(jìn)氣泡的產(chǎn)生及生長;第二,由于非圓截面曲率半徑不是處處相等,在表面張力的作用下,角區(qū)的液膜厚度會(huì)大于其他區(qū)域,從而使得壁面非角區(qū)部分液膜厚度小,熱阻小[29],蒸發(fā)速度快,從而起到了強(qiáng)化換熱的效果;第三,三角形角區(qū)會(huì)限制氣泡的徑向生長,迫使其沿軸向的生長、聚合加快,促使氣泡與壁面之間薄液層蒸發(fā)速度加快,達(dá)到了強(qiáng)化換熱的效果[30]。綜上所述,銳角結(jié)構(gòu)在一定熱流密度與質(zhì)量流量范圍內(nèi)有強(qiáng)化換熱的效果,但也可能使非角區(qū)薄液膜快速蒸干,出現(xiàn)局部干涸現(xiàn)象,惡化換熱。若進(jìn)一步增加銳角結(jié)構(gòu),如五角星結(jié)構(gòu),也可能會(huì)因?yàn)闅馀莸目焖倬酆蠈?dǎo)致彈狀流向環(huán)狀流的轉(zhuǎn)化提前,從而降低換熱效果。銳角結(jié)構(gòu)的數(shù)量及布置方式對(duì)流動(dòng)沸騰換熱性能的影響受上述3方面共同作用的影響,需要進(jìn)一步研究確定。

3 結(jié) 論

本文數(shù)值模擬了某全氟己烷類工質(zhì)在當(dāng)量直徑為0.5 mm的圓形、方形、三角形、梯形4種截面微通道內(nèi)的流動(dòng)沸騰特性,提取了不同熱流密度下4種通道出口處氣泡形態(tài),對(duì)比了不同截面微通道的局部換熱特性,分析了不同質(zhì)量流量、熱流密度下4種通道的換熱與壓降特性,并定義性能因子來衡量其綜合換熱性能,得出以下結(jié)論。

(1)圓形通道內(nèi)氣泡外形較為光滑,通道內(nèi)壁各處生成氣泡的概率相等。方形、三角形、梯形通道由于內(nèi)壁存在直角或銳角邊,氣泡生長受到限制,附著在壁面,加速了氣泡的融合、破碎。4種通道局部換熱系數(shù)均沿通道長度方向增大,其值從大到小分別為三角形、圓形、方形、梯形,且后兩者在通道下游處增長速度變緩。

(2)隨著質(zhì)量流量增加,4種通道中平均換熱系數(shù)均增大,但當(dāng)質(zhì)量流量增大19倍時(shí),平均換熱系數(shù)僅增大了0.11～0.32倍,同時(shí)壓降增大了5.62～8.98倍。三角形通道平均換熱系數(shù)最大,但其增長速度最小,僅增大了0.11倍,同時(shí)壓降增加幅度也最小,增大了5.62倍;圓形通道平均換熱系數(shù)僅次于三角形通道,其隨流量增大提高了0.28倍,但壓降增大了8.98倍。

(3)隨著熱流密度增大,4種通道中平均換熱系數(shù)均增大,其中當(dāng)圓形、方形、梯形通道中熱流密度增加到300 kW/m2時(shí),平均換熱系數(shù)漲幅變緩,三角形通道增長速度不變。此外,隨著熱流密度從50 kW/m2增加到500 kW/m2,4種通道壓降增大了約1.08～1.16倍。

(4)增大質(zhì)量流量與熱流密度,性能因子均下降。其中,三角形通道性能因子最大,綜合換熱性能最好。當(dāng)質(zhì)量流量增大19倍時(shí),4種通道性能因子下降了81%～87%;當(dāng)熱流密度增大9倍時(shí),4種通道性能因子下降了44.2%～53.3%。