采用多通道直冷板的兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

楊文量 方奕棟,2 胡凌韌 徐 丹 蘇 林,2 李 康,2

(1 上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200093；2 上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 上海 200093)

隨著新能源汽車(chē)、電子信息技術(shù)等產(chǎn)業(yè)的不斷 發(fā)展，換熱需求不斷增大，對(duì)設(shè)備的緊湊性要求也越來(lái)越高[1-3]。利用制冷劑在微細(xì)通道內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱的兩相循環(huán)冷卻技術(shù)，作為能夠進(jìn)一步提升冷卻能力、減小設(shè)備尺寸的方法，近年來(lái)備受關(guān)注[4]。

目前，兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心熱管理、高熱流密度設(shè)備散熱等領(lǐng)域已有研究和應(yīng)用。張雙[5]設(shè)計(jì)了數(shù)據(jù)中心用泵驅(qū)動(dòng)兩相循環(huán)流動(dòng)冷卻系統(tǒng)，并利用焓差室模擬數(shù)據(jù)中心環(huán)境，研究了其換熱性能、流量特性和控制策略。研究表明：當(dāng)室內(nèi)外溫差為10 ℃與25 ℃時(shí)，該系統(tǒng)的COP分別為3.75和9.37。馬躍征等[6-7]提出一種磁力泵驅(qū)動(dòng)兩相冷卻復(fù)合制冷系統(tǒng)，并以室內(nèi)溫度為25 ℃、熱負(fù)荷為7.3 kW的小型數(shù)據(jù)中心為例進(jìn)行計(jì)算，證明該復(fù)合機(jī)組在哈爾濱和石家莊地區(qū)泵循環(huán)模式運(yùn)行時(shí)間比例分別為49.3%和29.3%。E.J.Choi等[8]搭建了以電加熱塊模擬高熱流密度燃料電池的泵驅(qū)動(dòng)兩相回路，實(shí)驗(yàn)研究了HFE-7100在小通道冷板內(nèi)的兩相傳熱特性，結(jié)果表明在燃料電池通常產(chǎn)熱速率下，該設(shè)計(jì)能夠保證壁面溫度小于63 ℃，溫度標(biāo)準(zhǔn)差小于0.5 ℃，然而當(dāng)壓力增至0.15 MPa時(shí)壁面溫度將升至71.6 ℃。孟慶亮等[9]將電加熱器作為模擬熱源，實(shí)驗(yàn)研究了該技術(shù)應(yīng)用于航天遙感電子設(shè)備高精度溫度控制時(shí)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，并提出了提高系統(tǒng)穩(wěn)定性的手段。Zhu Yue等[10]設(shè)計(jì)了應(yīng)對(duì)多變工況的兩相流動(dòng)電池?zé)峁芾硐到y(tǒng)并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明，當(dāng)熱流密度由0.11 W/cm2增至0.6 W/cm2時(shí)，流量為0.2 L/min時(shí)冷板表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)上升27.1%，而當(dāng)流量為1.67 L/min時(shí)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)下降23.3%。

上述文獻(xiàn)表明，兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)在多種領(lǐng)域具有應(yīng)用前景，然而循環(huán)中包含復(fù)雜相變過(guò)程，因此相比于單相冷卻，該系統(tǒng)對(duì)運(yùn)行工況更為敏感。為此，本文搭建了采用多通道直冷板的兩相循環(huán)回路，對(duì)其冷卻能力及影響因素進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，重點(diǎn)分析了制冷劑質(zhì)量通量、熱流密度及冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)及冷板換熱特性的影響機(jī)制，以期為兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)的應(yīng)用提供理論依據(jù)。

1 實(shí)驗(yàn)裝置與方法

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖1所示為循環(huán)回路的示意圖。儲(chǔ)液罐內(nèi)的制冷劑由微型液體齒輪泵驅(qū)動(dòng)，經(jīng)過(guò)針閥和質(zhì)量流量計(jì)后，進(jìn)入預(yù)熱器。流經(jīng)冷板后，制冷劑進(jìn)入冷凝器，與恒溫水浴A內(nèi)的冷卻水換熱冷凝后，回到儲(chǔ)液罐。

圖1 循環(huán)回路Fig.1 Circulation loop

圖2所示為實(shí)驗(yàn)段直冷板的俯視圖，該冷板由一塊6061鋁合金制成，外形尺寸為320 mm×120 mm×20 mm，內(nèi)部流域尺寸為240 mm×50 mm×1.5 mm，該尺寸與常見(jiàn)汽車(chē)電芯規(guī)格相似[11]。流域內(nèi)部設(shè)置21根長(zhǎng)度為140 mm的平行小通道，截面尺寸為1.5 mm×1.5 mm。冷板通道區(qū)域正下方安裝了鋁合金塊，并在內(nèi)部沿豎直方向均勻布置了30根直徑為6 mm，長(zhǎng)為30 mm的氧化鎂電加熱棒作為模擬熱源[8,12]。通道的上表面由一塊蓋板將石英玻璃壓緊，并用PTFE墊片密封。

圖2 實(shí)驗(yàn)段直冷板Fig.2 View of direct cooling plate

1.2 數(shù)據(jù)采集

在循環(huán)回路各主要部件的進(jìn)出口處，分別安裝了Pt100鉑電阻和壓力變送器，用于測(cè)量制冷劑的溫度和壓力。制冷劑的流量通過(guò)質(zhì)量流量計(jì)測(cè)量，同時(shí)采用兩個(gè)渦輪流量計(jì)記錄水浴側(cè)冷卻水的流量。

冷板內(nèi)部溫度通過(guò)T型熱電偶測(cè)量。冷板通道與熱電偶安裝位置如圖3所示，在冷板兩側(cè)各鉆有6個(gè)深度為48 mm和60 mm的孔，孔的頂端恰好位于第5、11根流道下方2.5 mm處，在孔內(nèi)埋入T型熱電偶并用導(dǎo)熱硅脂填滿(mǎn)縫隙，以測(cè)量直冷板內(nèi)不同位置處的壁面溫度[13-14]。

圖3 冷板通道與熱電偶安裝位置Fig.3 Positions of the channels and thermocouples

1.3 實(shí)驗(yàn)方法

本實(shí)驗(yàn)使用的制冷劑工質(zhì)為低壓制冷劑R1233zd(E)，該制冷劑在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下沸點(diǎn)約為17.8 ℃。在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)改變冷凝器側(cè)恒溫水浴的溫度，選擇了10、15、20 ℃三個(gè)冷凝溫度，通過(guò)改變齒輪泵的轉(zhuǎn)速控制制冷劑的質(zhì)量流量，調(diào)節(jié)電加熱功率改變冷板表面的熱流密度。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中未開(kāi)啟預(yù)熱器。實(shí)驗(yàn)工況如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)工況Tab.1 Experimantal conditions

2 數(shù)據(jù)處理

2.1 實(shí)際吸熱量標(biāo)定

實(shí)驗(yàn)開(kāi)始前，使制冷劑以過(guò)冷液體狀態(tài)與冷板換熱，通過(guò)測(cè)量單相制冷劑進(jìn)出口的溫度變化，對(duì)制冷劑實(shí)際吸熱量進(jìn)行標(biāo)定[15]。結(jié)果如圖4所示，在實(shí)驗(yàn)工況范圍內(nèi)，制冷劑實(shí)際吸熱量與電加熱功率的偏差小于10%。

圖4 制冷劑實(shí)際吸熱量標(biāo)定Fig.4 Calibration of effective quantity of heat

2.2 流動(dòng)沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

本實(shí)驗(yàn)通過(guò)埋入冷板的熱電偶測(cè)量冷板的內(nèi)部溫度，根據(jù)傅立葉導(dǎo)熱[8]推算實(shí)際壁面溫度，并計(jì)算冷板壁面平均溫度與溫度標(biāo)準(zhǔn)差：

(1)

(2)

(3)

式中：Twall為測(cè)點(diǎn)處冷板壁面溫度，℃；Ttc為熱電偶測(cè)點(diǎn)溫度，℃；q為冷板內(nèi)的熱流密度，W/m2；δ為熱電偶布置點(diǎn)與冷板壁面間的距離，m；λ為冷板材料的導(dǎo)熱系數(shù)，約為164 W/(m2·K)；Tavg為冷板壁面平均溫度，℃；i為熱電偶測(cè)點(diǎn)編號(hào)；σTwall為壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差，℃。

為了便于計(jì)算無(wú)量綱數(shù)并橫向?qū)Ρ龋瑢⑾到y(tǒng)質(zhì)量流量折算為直冷板內(nèi)的質(zhì)量通量，計(jì)算式如下：

(4)

式中：G為直冷板內(nèi)質(zhì)量通量，kg/(m2·s)；m為質(zhì)量流量，kg/h；n為通道數(shù)量；Wch、Hch分別為單根通道的寬度與高度，m。

本文直冷板設(shè)計(jì)中，通道間隔僅為0.5 mm，可以看作設(shè)置在冷板壁面上的等截面直肋。因此冷板內(nèi)壁面對(duì)制冷劑施加的實(shí)際熱流密度為肋化后的熱流密度[16-17]，計(jì)算式如下：

(5)

式中：qeff為肋化后的壁面熱流密度，W/m2;Qeff為經(jīng)過(guò)單相標(biāo)定后的制冷劑實(shí)際吸熱量，W；Nch為冷板通道的數(shù)量；Lch、Wch、Hch分別為冷板通道的長(zhǎng)度、寬度與高度，m；η為冷板通道間隔的肋效率，其計(jì)算方法如下：

(6)

(7)

需對(duì)式中表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)α進(jìn)行迭代計(jì)算,當(dāng)連續(xù)兩次計(jì)算得到的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)偏差小于1%，視為迭代收斂，計(jì)算方式如下：

(8)

式中：qeff的初始值定為忽略肋面積的名義壁面熱流密度，W/m2；Tfluid為冷板進(jìn)出口制冷劑溫度的平均值，℃。

2.3 不確定度分析

表2所示為本文所用到各參數(shù)測(cè)量值與計(jì)算值的不確定度，其中合成不確定度的計(jì)算式如下：

(9)

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)

圖5所示為制冷劑不同質(zhì)量通量下系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)及各點(diǎn)壓力和焓值的變化。1-2階段為齒輪泵驅(qū)動(dòng)制冷劑的過(guò)程；3-4階段為制冷劑在冷板內(nèi)的蒸發(fā)換熱過(guò)程；4-1階段為制冷劑在冷凝器內(nèi)冷凝的過(guò)程。

圖5 制冷劑質(zhì)量通量對(duì)系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)的影響Fig.5 Effect of refrigerant mass flux on system thermodynamic cycle

泵轉(zhuǎn)速的提高使泵出口處制冷劑壓力上升，為循環(huán)系統(tǒng)提供更大的流量。制冷劑質(zhì)量通量提升，系統(tǒng)流動(dòng)阻力增加，蒸發(fā)壓力略有上升。在熱流密度為15.64 kW/m2時(shí)，當(dāng)質(zhì)量通量由294 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)時(shí)，泵出口至冷凝器的壓力損失由15.1 kPa增至98.9 kPa，冷板內(nèi)的壓力損失由3.1 kPa增至8.1 kPa，冷板進(jìn)出口的平均壓力由102.8 kPa增至106.1 kPa。同時(shí)，單位時(shí)間內(nèi)更多的制冷劑流經(jīng)冷板，冷板出口處制冷劑焓值由235.38 kJ/kg降至224.99 kJ/kg，相變程度減弱。

圖6所示為不同熱流密度下系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)及各點(diǎn)壓力和焓值的變化。在制冷劑質(zhì)量通量為588 kg/(m2·s)時(shí)，熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2，冷板出口制冷劑焓值由223.40 kJ/kg升至237.86 kJ/kg，相變程度增加。同時(shí)，由于制冷劑整體蒸發(fā)量上升，循環(huán)各點(diǎn)壓力均升高，平均蒸發(fā)壓力由100.7 kPa增至115.9 kPa，對(duì)應(yīng)的蒸發(fā)溫度也由18.1 ℃升至21.9 ℃。熱流密度的提升還導(dǎo)致直冷板中氣相組分的增加，由于氣體流動(dòng)阻力大于液體，冷板進(jìn)出口制冷劑壓降由3.2 kPa增至12.8 kPa。

圖6 熱流密度對(duì)系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)的影響Fig.6 Effect of heat flux on system thermodynamic cycle

圖7所示為不同冷凝溫度下系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)及各點(diǎn)壓力與焓值的變化。由圖7可知，制冷劑質(zhì)量通量與冷板的熱流密度不變時(shí)，隨著冷凝溫度上升，系統(tǒng)的熱力學(xué)循環(huán)形狀基本一致，但各點(diǎn)的壓力和焓值均有所增加(在壓焓圖中表現(xiàn)為循環(huán)整體向斜上方平移)，制冷劑在冷板內(nèi)的蒸發(fā)溫度隨之上升，冷板入口處制冷劑過(guò)冷度略有減小，系統(tǒng)相變程度得到強(qiáng)化。

圖7 冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)的影響Fig.7 Effect of condensing temperature on system thermodynamic cycle

3.2 冷卻性能

冷板的壁面溫度是兩相循環(huán)冷卻性能最直觀(guān)的表現(xiàn)。圖8所示為冷板壁面平均溫度隨制冷劑質(zhì)量通量的變化。由圖8可知，隨著質(zhì)量通量由147 kg/(m2·s)逐漸增至882 kg/(m2·s)，不同熱流密度下冷板壁面平均溫度的變化趨勢(shì)不同。制冷劑質(zhì)量通量的增加在強(qiáng)化其對(duì)流換熱的同時(shí)會(huì)導(dǎo)致沸騰換熱的弱化，這是造成冷板壁面溫度隨著質(zhì)量通量上升非單調(diào)變化的主要原因。例如，在熱流密度為7.73 kW/m2時(shí)，隨著制冷劑質(zhì)量流量增加，冷板壁面溫度明顯上升，當(dāng)制冷劑質(zhì)量通量達(dá)到441 kg/(m2·s)時(shí)壁面平均溫度達(dá)到最大，為21.9 ℃。隨著質(zhì)量通量進(jìn)一步上升，強(qiáng)制對(duì)流換熱占主導(dǎo)地位并逐漸得到強(qiáng)化，冷板壁面溫度略有下降。隨著熱流密度上升，制冷劑沸騰相變程度逐漸增加，壁面平均溫度達(dá)到最大值時(shí)所對(duì)應(yīng)的質(zhì)量通量也升高。當(dāng)熱流密度達(dá)到31.71 kW/m2及以上時(shí)，實(shí)驗(yàn)范圍內(nèi)未觀(guān)察到明顯的壁面溫度下降趨勢(shì)。

圖8 冷板壁面平均溫度隨質(zhì)量通量的變化Fig.8 Variation of average wall temperature with different mass flux

圖9所示為冷板壁面平均溫度隨熱流密度的變化。隨著施加在冷板上的熱流密度逐漸上升，冷板壁面溫度顯著提高。當(dāng)熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2時(shí)，不同流量下的壁面平均溫度均上升6 ℃以上。隨著熱流密度上升，冷板內(nèi)蒸發(fā)壓力上升，導(dǎo)致制冷劑在冷板中的蒸發(fā)溫度隨之升高。同時(shí)冷板壁面與制冷劑的溫差將增大。在這兩方面因素協(xié)同作用下，冷板壁面溫度將隨著熱流密度的改變發(fā)生顯著變化。

圖9 冷板壁面平均溫度隨熱流密度的變化Fig.9 Variation of average wall temperature with different heat flux

圖10所示為冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差隨制冷劑質(zhì)量通量的變化，反映了冷板壁面溫度分布均勻性。由圖10可知，熱流密度越大，冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差越大。不同熱流密度下冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差隨質(zhì)量通量的變化略有不同。當(dāng)熱流密度為7.73 kW/m2時(shí)，隨著質(zhì)量通量由147 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)，冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差單調(diào)減??；當(dāng)熱流密度為23.59 kW/m2時(shí)，冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差先增大后略有下降；當(dāng)熱流密度達(dá)到31.71 kW/m2及以上時(shí)，冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差單調(diào)增加。

圖10 冷板壁面溫度標(biāo)準(zhǔn)差隨質(zhì)量通量的變化Fig.10 Variation of deviation of wall temperature with different mass flux

為進(jìn)一步研究工況變化對(duì)冷板壁面溫度的影響，對(duì)直冷板熱電偶局部溫度進(jìn)行了分析。圖11所示為熱流密度為7.73 kW/m2與39.75 kW/m2時(shí)壁面局部溫度隨質(zhì)量通量的變化，TC 1～6分別表示位于11通道下方沿程依次布置熱電偶所測(cè)得的溫度。由圖11(a)可知，熱流密度為7.73 kW/m2時(shí)，隨著制冷劑質(zhì)量通量由147 kg/(m2·s)增至735 kg/(m2·s)，溫度分布愈發(fā)密集，最大溫差由2.9 K降至1.6 K；由圖11(b)可知，熱流密度為39.75 kW/m2時(shí)，隨著制冷劑質(zhì)量通量增加，位于通道上游的TC 1～3溫度呈先上升后下降趨勢(shì)，而TC 4～6溫度單調(diào)增加,最大溫差由3.6 K增至5.2 K。

圖11 壁面局部溫度隨質(zhì)量通量的變化Fig.11 Variation of local wall temperature with different mass flux

熱流密度較小時(shí)，直冷板內(nèi)制冷劑換熱以單相強(qiáng)制對(duì)流為主，此時(shí)增加流量將減小制冷劑進(jìn)出口溫差，從而有效改善溫度均勻性。當(dāng)熱流密度較大時(shí)，質(zhì)量通量增加將產(chǎn)生多種效應(yīng)，通道入口附近壁面溫度由于單相換熱強(qiáng)化會(huì)出現(xiàn)下降趨勢(shì)；同時(shí)，通道出口處壁面溫度由于兩相沸騰換熱弱化反而上升。此外，由于直冷板內(nèi)存在橫向熱擴(kuò)散，通道進(jìn)出口位置處(TC 1與TC 6)的壁面溫度相對(duì)其余各點(diǎn)始終較低。

圖12所示為制冷劑與冷板壁面間的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨熱流密度的變化。由圖12可知，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨熱流密度增加而上升。當(dāng)制冷劑質(zhì)量通量為588 kg/(m2·s)時(shí)，隨著熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由1 536 W/(m2·K)增至3 569 W/(m2·K)；當(dāng)制冷劑質(zhì)量通量為147 kg/(m2·s)時(shí)，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由1 843 W/(m2·K)增至4 528 W/(m2·K)。

圖12 表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨熱流密度的變化Fig.12 Variation of surface heat transfer coefficient with different heat flux

4 結(jié)論

本文搭建了以R1233zd(E)為工質(zhì)，采用多通道直冷板的兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)，在質(zhì)量通量為147～882 kg/(m2·s)，熱流密度為7.73～39.75 kW/m2范圍內(nèi)對(duì)冷卻能力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，重點(diǎn)分析了系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)與冷板換熱特性的變化規(guī)律，得到結(jié)論如下：

1)系統(tǒng)熱力學(xué)循環(huán)中蒸發(fā)過(guò)程對(duì)熱流密度變化較為敏感。制冷劑質(zhì)量通量由294 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)，平均蒸發(fā)壓力由102.8 kPa增至106.1 kPa。當(dāng)熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2時(shí)，蒸發(fā)壓力由100.7 kPa升至115.9 kPa，對(duì)應(yīng)的蒸發(fā)溫度由18.1 ℃升至21.9 ℃，冷板內(nèi)流動(dòng)阻力由3.2 kPa增至12.8 kPa。

2)壁面溫度受熱流密度影響較為顯著。熱流密度較小時(shí)，隨著制冷劑質(zhì)量通量由147 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)，壁面平均溫度出現(xiàn)下降趨勢(shì)；當(dāng)熱流密度達(dá)到31.71 kW/m2及以上時(shí)，壁面平均溫度持續(xù)上升。隨著熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2，不同流量下冷板壁面平均溫度均升高6 ℃以上。

3)隨著制冷劑質(zhì)量通量增加，不同熱流密度下壁面溫度分布變化規(guī)律不同。制冷劑質(zhì)量通量由147 kg/(m2·s)增至735 kg/(m2·s)，當(dāng)熱流密度為7.73 kW/m2時(shí)，局部壁面最大溫差由2.9 K降至1.6 K；當(dāng)熱流密度為39.75 kW/m2時(shí)，局部壁面最大溫差由3.6 K增至5.2 K。

4)當(dāng)質(zhì)量通量為147 kg/(m2·s)時(shí)，隨著熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由1 843 W/(m2·K)增至4 528 W/(m2·K)；當(dāng)質(zhì)量通量為588 kg/(m2·s)時(shí)，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由1 536 W/(m2·K)增至3 569 W/(m2·K)。