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)

隨著新能源汽車、電子信息技術等產業(yè)的不斷 發(fā)展，換熱需求不斷增大，對設備的緊湊性要求也越來越高[1-3]。利用制冷劑在微細通道內流動沸騰換熱的兩相循環(huán)冷卻技術，作為能夠進一步提升冷卻能力、減小設備尺寸的方法，近年來備受關注[4]。

目前，兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心熱管理、高熱流密度設備散熱等領域已有研究和應用。張雙[5]設計了數(shù)據(jù)中心用泵驅動兩相循環(huán)流動冷卻系統(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：當室內外溫差為10 ℃與25 ℃時，該系統(tǒng)的COP分別為3.75和9.37。馬躍征等[6-7]提出一種磁力泵驅動兩相冷卻復合制冷系統(tǒng)，并以室內溫度為25 ℃、熱負荷為7.3 kW的小型數(shù)據(jù)中心為例進行計算，證明該復合機組在哈爾濱和石家莊地區(qū)泵循環(huán)模式運行時間比例分別為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動兩相回路，實驗研究了HFE-7100在小通道冷板內的兩相傳熱特性，結果表明在燃料電池通常產熱速率下，該設計能夠保證壁面溫度小于63 ℃，溫度標準差小于0.5 ℃，然而當壓力增至0.15 MPa時壁面溫度將升至71.6 ℃。孟慶亮等[9]將電加熱器作為模擬熱源，實驗研究了該技術應用于航天遙感電子設備高精度溫度控制時的動態(tài)響應特性，并提出了提高系統(tǒng)穩(wěn)定性的手段。Zhu Yue等[10]設計了應對多變工況的兩相流動電池熱管理系統(tǒng)并進行了實驗研究，結果表明，當熱流密度由0.11 W/cm2增至0.6 W/cm2時，流量為0.2 L/min時冷板表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)上升27.1%，而當流量為1.67 L/min時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)下降23.3%。

上述文獻表明，兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)在多種領域具有應用前景，然而循環(huán)中包含復雜相變過程，因此相比于單相冷卻，該系統(tǒng)對運行工況更為敏感。為此，本文搭建了采用多通道直冷板的兩相循環(huán)回路，對其冷卻能力及影響因素進行了實驗研究，重點分析了制冷劑質量通量、熱流密度及冷凝溫度對系統(tǒng)熱力學循環(huán)及冷板換熱特性的影響機制，以期為兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)的應用提供理論依據(jù)。

1 實驗裝置與方法

1.1 實驗裝置

圖1所示為循環(huán)回路的示意圖。儲液罐內的制冷劑由微型液體齒輪泵驅動，經過針閥和質量流量計后，進入預熱器。流經冷板后，制冷劑進入冷凝器，與恒溫水浴A內的冷卻水換熱冷凝后，回到儲液罐。

圖1 循環(huán)回路Fig.1 Circulation loop

圖2所示為實驗段直冷板的俯視圖，該冷板由一塊6061鋁合金制成，外形尺寸為320 mm×120 mm×20 mm，內部流域尺寸為240 mm×50 mm×1.5 mm，該尺寸與常見汽車電芯規(guī)格相似[11]。流域內部設置21根長度為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，并在內部沿豎直方向均勻布置了30根直徑為6 mm，長為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 實驗段直冷板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出口處，分別安裝了Pt100鉑電阻和壓力變送器，用于測量制冷劑的溫度和壓力。制冷劑的流量通過質量流量計測量，同時采用兩個渦輪流量計記錄水浴側冷卻水的流量。

冷板內部溫度通過T型熱電偶測量。冷板通道與熱電偶安裝位置如圖3所示，在冷板兩側各鉆有6個深度為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，在孔內埋入T型熱電偶并用導熱硅脂填滿縫隙，以測量直冷板內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 實驗方法

本實驗使用的制冷劑工質為低壓制冷劑R1233zd(E)，該制冷劑在標準大氣壓下沸點約為17.8 ℃。在實驗過程中，通過改變冷凝器側恒溫水浴的溫度，選擇了10、15、20 ℃三個冷凝溫度，通過改變齒輪泵的轉速控制制冷劑的質量流量，調節(jié)電加熱功率改變冷板表面的熱流密度。實驗過程中未開啟預熱器。實驗工況如表1所示。

表1 實驗工況Tab.1 Experimantal conditions

2 數(shù)據(jù)處理

2.1 實際吸熱量標定

實驗開始前，使制冷劑以過冷液體狀態(tài)與冷板換熱，通過測量單相制冷劑進出口的溫度變化，對制冷劑實際吸熱量進行標定[15]。結果如圖4所示，在實驗工況范圍內，制冷劑實際吸熱量與電加熱功率的偏差小于10%。

圖4 制冷劑實際吸熱量標定Fig.4 Calibration of effective quantity of heat

2.2 流動沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

本實驗通過埋入冷板的熱電偶測量冷板的內部溫度，根據(jù)傅立葉導熱[8]推算實際壁面溫度，并計算冷板壁面平均溫度與溫度標準差：

(1)

(2)

(3)

式中：Twall為測點處冷板壁面溫度，℃；Ttc為熱電偶測點溫度，℃；q為冷板內的熱流密度，W/m2；δ為熱電偶布置點與冷板壁面間的距離，m；λ為冷板材料的導熱系數(shù)，約為164 W/(m2·K)；Tavg為冷板壁面平均溫度，℃；i為熱電偶測點編號；σTwall為壁面溫度標準差，℃。

為了便于計算無量綱數(shù)并橫向對比，將系統(tǒng)質量流量折算為直冷板內的質量通量，計算式如下：

(4)

式中：G為直冷板內質量通量，kg/(m2·s)；m為質量流量，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。

本文直冷板設計中，通道間隔僅為0.5 mm，可以看作設置在冷板壁面上的等截面直肋。因此冷板內壁面對制冷劑施加的實際熱流密度為肋化后的熱流密度[16-17]，計算式如下：

(5)

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

(6)

(7)

需對式中表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)α進行迭代計算,當連續(xù)兩次計算得到的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)偏差小于1%，視為迭代收斂，計算方式如下：

(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)測量值與計算值的不確定度，其中合成不確定度的計算式如下：

(9)

3 實驗結果及分析

3.1 系統(tǒng)熱力學循環(huán)

圖5所示為制冷劑不同質量通量下系統(tǒng)熱力學循環(huán)及各點壓力和焓值的變化。1-2階段為齒輪泵驅動制冷劑的過程；3-4階段為制冷劑在冷板內的蒸發(fā)換熱過程；4-1階段為制冷劑在冷凝器內冷凝的過程。

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

泵轉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。制冷劑質量通量提升，系統(tǒng)流動阻力增加，蒸發(fā)壓力略有上升。在熱流密度為15.64 kW/m2時，當質量通量由294 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)時，泵出口至冷凝器的壓力損失由15.1 kPa增至98.9 kPa，冷板內的壓力損失由3.1 kPa增至8.1 kPa，冷板進出口的平均壓力由102.8 kPa增至106.1 kPa。同時，單位時間內更多的制冷劑流經冷板，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)熱力學循環(huán)及各點壓力和焓值的變化。在制冷劑質量通量為588 kg/(m2·s)時，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，由于制冷劑整體蒸發(fā)量上升，循環(huán)各點壓力均升高，平均蒸發(fā)壓力由100.7 kPa增至115.9 kPa，對應的蒸發(fā)溫度也由18.1 ℃升至21.9 ℃。熱流密度的提升還導致直冷板中氣相組分的增加，由于氣體流動阻力大于液體，冷板進出口制冷劑壓降由3.2 kPa增至12.8 kPa。

圖6 熱流密度對系統(tǒng)熱力學循環(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)熱力學循環(huán)及各點壓力與焓值的變化。由圖7可知，制冷劑質量通量與冷板的熱流密度不變時，隨著冷凝溫度上升，系統(tǒng)的熱力學循環(huán)形狀基本一致，但各點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)，制冷劑在冷板內的蒸發(fā)溫度隨之上升，冷板入口處制冷劑過冷度略有減小，系統(tǒng)相變程度得到強化。

圖7 冷凝溫度對系統(tǒng)熱力學循環(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)冷卻性能最直觀的表現(xiàn)。圖8所示為冷板壁面平均溫度隨制冷劑質量通量的變化。由圖8可知，隨著質量通量由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不同。制冷劑質量通量的增加在強化其對流換熱的同時會導致沸騰換熱的弱化，這是造成冷板壁面溫度隨著質量通量上升非單調變化的主要原因。例如，在熱流密度為7.73 kW/m2時，隨著制冷劑質量流量增加，冷板壁面溫度明顯上升，當制冷劑質量通量達到441 kg/(m2·s)時壁面平均溫度達到最大，為21.9 ℃。隨著質量通量進一步上升，強制對流換熱占主導地位并逐漸得到強化，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，壁面平均溫度達到最大值時所對應的質量通量也升高。當熱流密度達到31.71 kW/m2及以上時，實驗范圍內未觀察到明顯的壁面溫度下降趨勢。

圖8 冷板壁面平均溫度隨質量通量的變化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。當熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2時，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，冷板內蒸發(fā)壓力上升，導致制冷劑在冷板中的蒸發(fā)溫度隨之升高。同時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準差隨制冷劑質量通量的變化，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，冷板壁面溫度標準差越大。不同熱流密度下冷板壁面溫度標準差隨質量通量的變化略有不同。當熱流密度為7.73 kW/m2時，隨著質量通量由147 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)，冷板壁面溫度標準差單調減??；當熱流密度為23.59 kW/m2時，冷板壁面溫度標準差先增大后略有下降；當熱流密度達到31.71 kW/m2及以上時，冷板壁面溫度標準差單調增加。

圖10 冷板壁面溫度標準差隨質量通量的變化Fig.10 Variation of deviation of wall temperature with different mass flux

為進一步研究工況變化對冷板壁面溫度的影響，對直冷板熱電偶局部溫度進行了分析。圖11所示為熱流密度為7.73 kW/m2與39.75 kW/m2時壁面局部溫度隨質量通量的變化，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得的溫度。由圖11(a)可知，熱流密度為7.73 kW/m2時，隨著制冷劑質量通量由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，隨著制冷劑質量通量增加，位于通道上游的TC 1～3溫度呈先上升后下降趨勢，而TC 4～6溫度單調增加,最大溫差由3.6 K增至5.2 K。

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

熱流密度較小時，直冷板內制冷劑換熱以單相強制對流為主，此時增加流量將減小制冷劑進出口溫差，從而有效改善溫度均勻性。當熱流密度較大時，質量通量增加將產生多種效應，通道入口附近壁面溫度由于單相換熱強化會出現(xiàn)下降趨勢；同時，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，由于直冷板內存在橫向熱擴散，通道進出口位置處(TC 1與TC 6)的壁面溫度相對其余各點始終較低。

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。當制冷劑質量通量為588 kg/(m2·s)時，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)；當制冷劑質量通量為147 kg/(m2·s)時，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 結論

本文搭建了以R1233zd(E)為工質，采用多通道直冷板的兩相循環(huán)冷卻系統(tǒng)，在質量通量為147～882 kg/(m2·s)，熱流密度為7.73～39.75 kW/m2范圍內對冷卻能力進行了實驗研究，重點分析了系統(tǒng)熱力學循環(huán)與冷板換熱特性的變化規(guī)律，得到結論如下：

1)系統(tǒng)熱力學循環(huán)中蒸發(fā)過程對熱流密度變化較為敏感。制冷劑質量通量由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。當熱流密度由7.73 kW/m2增至39.75 kW/m2時，蒸發(fā)壓力由100.7 kPa升至115.9 kPa，對應的蒸發(fā)溫度由18.1 ℃升至21.9 ℃，冷板內流動阻力由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，隨著制冷劑質量通量由147 kg/(m2·s)增至882 kg/(m2·s)，壁面平均溫度出現(xiàn)下降趨勢；當熱流密度達到31.71 kW/m2及以上時，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。制冷劑質量通量由147 kg/(m2·s)增至735 kg/(m2·s)，當熱流密度為7.73 kW/m2時，局部壁面最大溫差由2.9 K降至1.6 K；當熱流密度為39.75 kW/m2時，局部壁面最大溫差由3.6 K增至5.2 K。

4)當質量通量為147 kg/(m2·s)時，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)；當質量通量為588 kg/(m2·s)時，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由1 536 W/(m2·K)增至3 569 W/(m2·K)。