平行小通道直冷板傳熱特性實驗研究

胡凌韌 方奕棟，2 楊文量 徐丹 蘇林，2 李康，2

(1 上海理工大學能源與動力工程學院 上海 200093；2 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室 上海 200093)

液冷技術作為目前主流的冷卻技術，廣泛應用于汽車電池冷卻、電子設備散熱等領域[1－2]。而冷板作為液冷系統中的重要部件，對整個冷卻系統的換熱性能以及熱均勻性有較大的影響[3]。目前對于冷板的研究多集中于單相液冷板。A.Jarrett 等[4]設計了一塊具有螺旋矩形流道的液冷板，并利用CFD 技術建立了冷板的三維模型，分析了流道寬度以及進出口位置對冷板冷卻性能和壓降的影響。Huo Yutao 等[5]設計了一塊小通道矩形冷板，分析了流道數量、流向、流量等因素對冷卻性能的影響，結果顯示冷卻性能會隨著流道數量以及流量的增加而增加，而流向對冷卻性能的影響隨著流量的增加逐漸減弱。許時杰[6]采用數值仿真和實驗驗證相結合的方法，對蛇形通道液冷板的散熱性能和壓力損失進行了研究。安治國等[7]建立了鋰離子電池組以及冷板的有限元模型，分析了流道形狀和截面積對冷板換熱性能的影響。Qian Zhen 等[8]設計了一塊小通道鋰電池液冷板，利用CFD 技術分析了不同流道結構對冷板換熱性能的影響。結果表明，流道數量在5 根以內時，數量的增加可提升冷卻效果；而當流道超過5 根后，增加流道數量不再對冷卻性能有明顯影響。Fang Yidong 等[9]設計了一塊小通道冷板，采用CFD 模擬與實驗方法，研究了冷板在熱負荷突增情況下瞬態傳熱性能。

目前對于單相液冷板的研究和應用較為廣泛，但隨著芯片/電池等發熱元件的熱負荷逐年上升，單相液冷將難以滿足換熱需求[10－11]，因此基于制冷劑沸騰傳熱的兩相直冷技術作為一種替代方法越來越受到關注[12－17]。本文設計了一塊平行小通道直冷板，并搭建了實驗系統，測試了該直冷板在不同工況下的壁面溫度、表面傳熱系數以及傳熱特性，分析了不同流道間的換熱性能差異。

1 實驗系統

1.1 直冷板結構

直冷板結構如圖1所示，由上至下依次為上蓋板(鋁合金)、玻璃視窗(石英)、底板(鋁合金)以及加熱塊(鋁合金)。玻璃視窗位于上蓋板和底板之間，其接觸面放置PTFE 墊片用于密封。上蓋板和底板通過螺栓夾緊固定。

圖1 直冷板結構Fig.1 Structure of direct cooling plate

圖2所示為直冷板流道結構，整個流通區域加工在底板上，尺寸為240 mm×50 mm。流通區域包括兩段匯流區域以及中間的流道區域，制冷劑進出口分別位于兩段匯流區域。流道區域的尺寸為140 mm×50 mm，共包含21 根橫截面積為1.5 mm×1.5 mm 的矩形小通道，通道間由0.5 mm 厚的肋片分隔。

圖2 直冷板流道結構Fig.2 The structure of channel in direct cooling plate

1.2 實驗系統及方案

實驗系統如圖3所示，整個系統由制冷劑循環回路和數據采集模塊兩部分組成。本實驗采用的制冷劑為低壓制冷劑R1233zd(E)，該制冷劑在常壓下沸點約為18 ℃。

圖3 實驗系統原理Fig.3 Schematic of experimental system

制冷劑循環回路的主要部件包括:齒輪泵、科氏力質量流量計、預熱器、測試段、冷凝器、儲液罐以及兩個恒溫水浴。圖中T、P 分別為溫度、壓力傳感器測點。實驗過程中，制冷劑在泵的驅動下流經直冷板，吸收來自加熱塊的熱量并沸騰，隨后氣液兩相制冷劑進入冷凝器，被冷凝水冷凝成液體，并最終流回儲液罐完成一次循環。預熱器對制冷劑進行預加熱，以控制其在測試段進口處的過冷度，冷凝器則確保進入儲液罐的制冷劑處于過冷狀態，防止測試段進口處制冷劑存在汽泡，影響質量流量計的測試精度。同時，為了使測試段加熱均勻，加熱塊內共豎直放置了30 根加熱棒，在加熱塊與加熱棒以及底板接觸處均涂抹導熱硅脂，減小接觸熱阻。

數據采集模塊負責對實驗數據的采集、儲存以及控制，由硬件、軟件兩部分組成。硬件部分包含傳感器以及采集器，傳感器包含熱電偶以及溫度/壓力傳感器。如圖4所示，每個熱電偶均以水平打孔的方式放置在流道底面下方2.5 mm 處。由于流道區域前匯流段的存在，不同流道之間制冷劑流量存在一定差異。為了研究不同流道間的換熱性能差異，中間流道(CH11)和上數第五根流道(CH5)下方各布置了6 個熱電偶。此外，直冷板前后各有一組溫度/壓力傳感器，用于采集直冷板進出口處制冷劑的溫度及壓力。制冷劑的流量則由質量流量計采集，各傳感器的精度見表1。測試軟件基于LabVIEW 語言編寫。

表1 傳感器精度Tab.1 Accuracy of sensors

綜合考慮動力電池/芯片發熱量[18]，選定實驗加熱功率范圍為30～700 W(對應加熱塊熱流密度q為0.5～10 W/cm2)。綜合考慮加熱功率以及泵和預熱器性能，確定制冷劑質量流量以及進口溫度。具體工況見表2。

表2 實驗工況Tab.2 Experimental conditions

1.3 數據處理及誤差分析

直冷板壁面溫度為:

式中:Twall，i為流道底面溫度，℃；Tc，i為熱電偶溫度，℃；q為加熱塊熱流密度，W/cm2；δup為熱電偶布點到流道底面的豎直距離，mm；λ為底板的導熱系數，W/(m·K)。

直冷板的當地對流換熱表面傳熱系數為:

式中:Tf，i為制冷劑局部溫度，℃(如果制冷劑為兩相態，則為其當地壓力下的飽和溫度)；Qeff為制冷劑在直冷板內的有效吸熱量，W。由于實驗存在漏熱，制冷劑的有效吸熱量Qeff不等于加熱塊的加熱量，二者之間的關系由單相標定實驗確定為:

式中:Qheat為加熱塊加熱功率，W；Tin為制冷劑進口溫度，℃。

實驗參數的不確定度為:

式中:δR表示計算參數R的不確定度，其值由多個獨立參數Xi決定，δX表示獨立參數Xi的不確定度。由上可知表面傳熱系數h的不確定度可以表示為:

式中:Tsat，i表示制冷劑局部飽和溫度。

表3所示為測量參數及計算參數不確定度。

表3 測量參數不確定度Tab.3 Uncertainties of the parameters

2 結果與討論

2.1 壁面溫度

壁面溫度分布是考量直冷板換熱性能的一個重要參數，對于電池、芯片等發熱元件，更好的溫度分布可以延長其使用壽命。

圖5所示為制冷劑入口溫度15 ℃、質量流量150 kg/h 時，中間流道壁面溫度沿流動方向的變化。當熱流密度為0.5 W/cm2時，壁面溫度沿流動方向逐漸上升；當熱流密度升至6 W/cm2以上時，壁面溫度呈現出先增長后逐漸穩定的變化趨勢。這是由于制冷劑在直冷板入口存在一定過冷度，當熱流密度較低時，制冷劑在直冷板內部為單相流動。而在高熱流密度下，制冷劑在直冷板流道內吸熱達到飽和狀態轉變為兩相流動，其沸騰傳熱沿流動方向逐漸增強，同時飽和壓力及飽和溫度則由于沿程摩擦損失而逐漸下降，使得壁面溫度在流道出口區域逐漸趨于平穩。

圖5 中間流道壁面溫度沿流動方向的變化Fig.5 Variation of wall temperature of CH11 along flow direction

此外，對比熱流密度為6 W/cm2及10 W/cm2的實驗結果可知，當熱流密度為10 W/cm2時，直冷板壁面溫度有所升高，但壁面最大溫差并沒有顯著上升，兩個熱流密度下的壁面最大溫差分別為2.5 ℃和2.9 ℃，表明兩相冷卻在高熱流密度條件下也能保證換熱過程的溫度均勻性。此外，在高熱流密度下，流道進口及出口的壁面溫度明顯低于其他測點，這可能是流道進口及出口處的壁面熱流密度較低所導致的。

圖6所示為制冷劑入口溫度15 ℃、質量流量150 kg/h 時，CH11 與CH5 壁面溫度沿流動方向的變化。在不同熱流密度下，CH11 與CH5 的壁面溫度沿流動方向的變化趨勢相似，均呈現先增加后逐漸平穩的趨勢。CH5 壁面溫度的變化相比CH11 更為平緩，這是由于直冷板入口匯流段的分流作用，使得CH5內部制冷劑流量小于CH11，其內部的制冷劑更早進入沸騰狀態，致使CH5 內制冷劑沸騰換熱更劇烈。

圖6 不同流道內壁面溫度變化Fig.6 Variation of wall temperature in different channels

圖7所示為熱流密度為10 W/cm2時，不同位置壁面溫度隨制冷劑流量的變化。其中Twall，3與Twall，9分別位于CH11 進出口附近，Twall，4與Twall，10則分別位于CH5 進出口附近。兩根流道進口段壁面溫度均隨著制冷劑流量的增加而減小，而流道出口段壁面溫度則未出現單調下降，而是隨著流量上升呈現先平穩變化后明顯下降的變化趨勢。這是由于在流道進口段存在過冷度，制冷劑處于單相流動狀態，此時換熱以單相對流為主，因此壁面溫度隨流量增加而下降。而在流道出口處，制冷劑已進入沸騰狀態，與直冷板壁面間的換熱包括強制對流及核態沸騰。當流量較小時，制冷劑在冷板內換熱機理以核態沸騰為主，流量的增加促進了接觸面上的強制對流，但同時也導致氣化核心減少，氣泡生成受到抑制，從而在一定程度上削弱了核態沸騰；而隨著流量的進一步上升，單相強制對流逐漸占據主導地位，此時流量的增加在提升了換熱效果，使得直冷板出口處壁面溫度降低。

圖7 不同流道進出口附近壁面溫度變化Fig.7 Varaition of wall temperature in different channels near inlet and outlet

2.2 表面傳熱系數

相比于壁面溫度，表面傳熱系數可從另一個方面反應直冷板的表面傳熱能力。圖8所示為制冷劑入口溫度15 ℃、流量150 kg/h 時，CH11 當地表面傳熱系數沿流動方向的變化。在低熱流密度下(0.5～2 W/cm2)，表面傳熱系數基本不沿流動方向改變；而在高熱流密度工況(6～10 W/cm2)下，表面傳熱系數沿流動方向逐漸上升，這是由于制冷劑在冷板進口處呈過冷態，制冷劑與直冷板間保持單相對流表面傳熱，其表面傳熱系數僅與雷諾數相關，因此在流量不變的條件下，表面傳熱系數基本不發生變化；隨著流動的進行，制冷劑逐漸達到飽和溫度，氣泡的產生和脫離強化了表面傳熱，此時表面傳熱機理開始以核態沸騰為主，因此表面傳熱系數沿冷板方向呈逐漸上升趨勢。當熱流密度為6 W/cm2、8 W/cm2、10 W/cm2時，表面傳熱系數增幅分別為20.3%、20.9%、21.2%，熱流密度為10 W/cm2時增幅最大，此時表面傳熱系數從進口處的6 800 W/(m2·k)升至出口處的8 200 W/(m2·k)。

圖8 中間流道表面傳熱系數沿流動方向變化Fig.8 Varaition of local heat transfer coefficent of CH11 along flow deriction

圖9 為制冷劑入口溫度15 ℃、流量150 kg/h時，CH5 和CH11 在不同加熱功率下表面傳熱系數沿流動方向的變化。在低熱流密度下，兩根流道的表面傳熱系數基本相同，且沿流動方向變化幅度較小；而在高熱流密度下，兩根流道內的表面傳熱系數均沿著流動方向呈上升趨勢，但CH5 的表面傳熱系數顯著高于CH11，同時表面傳熱系數的增長趨勢也更為明顯，其差值從入口處的7%升至出口處的24%。這是由于相比于CH11，CH5 內的制冷劑流量較少，核態沸騰更劇烈，制冷劑的沿程表面傳熱系數更高。

圖9 不同流道當地表面傳熱系數Fig.9 Local heat transfer coefficent in different channels

3 結論

本文基于泵循環兩相流實驗系統，對不同工況下平行小通道直冷板的傳熱特性進行了研究，主要結論如下:

1)當熱流密度較低時，壁面溫度沿流動方向呈單調上升；而在高熱流密度下，壁面溫度沿流動方向呈先上升后平緩的趨勢。

2)在高熱流密度下，流道進口附近壁面溫度隨著流量的上升而降低，流道出口附近壁面溫度則隨流量的上升呈先上升后降低的趨勢。

3)當熱流密度較低時，不同流道表面傳熱系數均沿流動方向基本保持不變；而在高熱流密度下，表面傳熱系數沿流動方向呈上升趨勢，當熱流密度為10 W/cm2時增幅最大，表面傳熱系數從進口處的6 800 W/(m2·k)升至出口處8 200 W/(m2·k)，增幅為21%。

4)與中間流道相比，周邊流道壁面溫度更低，同時表面傳熱系數更高，且表面傳熱系數的差值沿著流動方向逐漸增加，相差范圍為7%～24%。