采用多通道直冷板的两相循环冷却系统实验研究

摘要:

本文搭建了以R1233zd(E)为工质的多通道直冷板两相循环冷却系统,并在冷凝温度为10、15、20 ℃,质量通量为147~882 kg/ (m²·s),热流密度为7. 73~39. 75 kW/ m² 工况下对系统热力学循环和冷却性能进行实验研究。实验结果表明:质量通量上升,出口制冷剂焓值降低,热流密度上升,蒸发压力与出口制冷剂焓值升高。不同热流密度下冷板壁面温度随质量通量的变化趋势有所不同:当热流密度为7. 73 kW/ m² 时,制冷剂质量通量由147kg/ (m² ·s)增至735 kg/ (m²·s),局部壁面最大温差由2. 9K 降至1. 6 K;当热流密度为39. 75 kW/ m² 时,局部壁面最大温差由3. 6 K 增至5. 2 K。不同质量通量下,表面传热系数随热流密度增加有不同幅度的升高:质量通量为147 kg/ (m² ·s)时,表面传热系数由1 843 W/ (m² ·K)增至4 528 W/ (m² ·K);而质量通量为588 kg/ (m² ·s)时,在相同条件下表面传热系数由1 536 W/ (m² ·K)增至3 569 W/ (m² ·K)。

关键词　两相冷却;表面传热系数;冷却性能;直冷板

随着新能源汽车、电子信息技术等产业的不断发展,换热需求不断增大,对设备的紧凑性要求也越来越高。利用制冷剂在微细通道内流动沸腾换热的两相循环冷却技术,作为能够进一步提升冷却能力、减小设备尺寸的方法,近年来备受关注 。

目前,两相循环冷却系统在数据中心热管理、高热流密度设备散热等领域已有研究和应用。张双设计了数据中心用泵驱动两相循环流动冷却系统,并利用焓差室模拟数据中心环境,研究了其换热性能、流量特性和控制策略。研究表明:当室内外温差为10 ℃ 与25 ℃ 时,该系统的COP 分别为3. 75 和9. 37。马跃征提出一种磁力泵驱动两相冷却复合制冷系统,并以室内温度为25 ℃、热负荷为7. 3kW 的小型数据中心为例进行计算,证明该复合机组在哈尔滨和石家庄地区泵循环模式运行时间比例分别为49. 3%和29. 3%。E. J. Choi 等 搭建了以电加热块模拟高热流密度燃料电池的泵驱动两相回路,实验研究了HFE-7100 在小通道冷板内的两相传热特性,结果表明在燃料电池通常产热速率下,该设计能够保证壁面温度小于63 ℃,温度标准差小于0. 5℃,然而当压力增至0. 15 MPa 时壁面温度将升至71. 6 ℃。孟庆亮等 将电加热器作为模拟热源,实验研究了该技术应用于航天遥感电子设备高精度温度控制时的动态响应特性,并提出了提高系统稳定性的手段。Zhu Yue 等 设计了应对多变工况的两相流动电池热管理系统并进行了实验研究,结果表明,当热流密度由0. 11 W/ cm2 增至0. 6 W/ cm2 时,流量为0. 2 L/ min 时冷板表面传热系数上升27. 1%,而当流量为1. 67 L/ min 时表面传热系数下降23. 3%。

上述文献表明,两相循环冷却系统在多种领域具有应用前景,然而循环中包含复杂相变过程,因此相比于单相冷却,该系统对运行工况更为敏感。为此,本文搭建了采用多通道直冷板的两相循环回路,对其冷却能力及影响因素进行了实验研究,重点分析了制冷剂质量通量、热流密度及冷凝温度对系统热力学循环及冷板换热特性的影响机制,以期为两相循环冷却系统的应用提供理论依据。

1 实验装置与方法

1. 1 实验装置

图1 所示为循环回路的示意图。储液罐内的制冷剂由微型液体齿轮泵驱动,经过针阀和质量流量计后,进入预热器。流经冷板后,制冷剂进入冷凝器,与恒温水浴A 内的冷却水换热冷凝后,回到储液罐。图2 所示为实验段直冷板的俯视图,该冷板由一块6061 铝合金制成,外形尺寸为320 mm×120 mm×20 mm,内部流域尺寸为240 mm×50 mm×1. 5 mm,该尺寸与常见汽车电芯规格相似。流域内部设置21 根长度为140 mm 的平行小通道,截面尺寸为1. 5mm×1. 5 mm。冷板通道区域正下方安装了铝合金块,并在内部沿竖直方向均匀布置了30 根直径为6mm,长为30 mm 的氧化镁电加热棒作为模拟热源 。通道的上表面由一块盖板将石英玻璃压紧,并用PTFE 垫片密封。

图1 循环回路

图2 实验段直冷板

1. 2 数据采集

在循环回路各主要部件的进出口处,分别安装了Pt100 铂电阻和压力变送器,用于测量制冷剂的温度和压力。制冷剂的流量通过质量流量计测量,同时采用两个涡轮流量计记录水浴侧冷却水的流量。冷板内部温度通过T 型热电偶测量。冷板通道与热电偶安装位置如图3 所示,在冷板两侧各钻有6个深度为48 mm 和60 mm 的孔,孔的顶端恰好位于第5、11 根流道下方2. 5 mm 处,在孔内埋入T 型热电偶并用导热硅脂填满缝隙,以测量直冷板内不同位置处的壁面温度。

图3 冷板通道与热电偶安装位置

1. 3 实验方法

本实验使用的制冷剂工质为低压制冷剂R1233zd(E),该制冷剂在标准大气压下沸点约为17. 8 ℃。在实验过程中,通过改变冷凝器侧恒温水浴的温度,选择了10、15、20 ℃三个冷凝温度,通过改变齿轮泵的转速控制制冷剂的质量流量,调节电加热功率改变冷板表面的热流密度。实验过程中未开启预热器。实验工况如表1 所示。

表1 实验工况

2 数据处理

2. 1 实际吸热量标定

实验开始前,使制冷剂以过冷液体状态与冷板换热,通过测量单相制冷剂进出口的温度变化,对制冷剂实际吸热量进行标定。结果如图4 所示,在实验工况范围内,制冷剂实际吸热量与电加热功率的偏差小于10%。

图4 制冷剂实际吸热量标定

2. 2 流动沸腾换热表面传热系数

本实验通过埋入冷板的热电偶测量冷板的内部温度,根据傅立叶导热推算实际壁面温度,并计算冷板壁面平均温度与温度标准差:

式中:T_wall 为测点处冷板壁面温度,℃;T_tc 为热电偶测点温度,℃;q 为冷板内的热流密度,W/ m² ;δ为热电偶布置点与冷板壁面间的距离,m;λ 为冷板材料的导热系数,约为164 W/ (m² ·K);T_avg 为冷板壁面平均温度,℃;i 为热电偶测点编号;σTwall 为壁面温度标准差,℃。

为了便于计算无量纲数并横向对比,将系统质量流量折算为直冷板内的质量通量,计算式如下:

式中:G 为直冷板内质量通量,kg/ (m² ·s);m 为质量流量,kg/ h;n 为通道数量;Wch、Hch 分别为单根通道的宽度与高度,m。

本文直冷板设计中,通道间隔仅为0. 5 mm,可以看作设置在冷板壁面上的等截面直肋。因此冷板内壁面对制冷剂施加的实际热流密度为肋化后的热流密度,计算式如下:

式中:q_eff 为肋化后的壁面热流密度,W/ m² ; Q_eff为经过单相标定后的制冷剂实际吸热量,W;N_ch 为冷板通道的数量;L_ch、W_ch、H_ch 分别为冷板通道的长度、宽度与高度,m;η 为冷板通道间隔的肋效率,其计算方法如下:

需对式中表面传热系数α 进行迭代计算,当连续两次计算得到的表面传热系数偏差小于1%,视为迭代收敛,计算方式如下:

式中:q_eff 的初始值定为忽略肋面积的名义壁面热流密度,W/m² ;T_fluid 为冷板进出口制冷剂温度的平均值,℃。

2.3 不确定度分析

表2 所示为本文所用到各参数测量值与计算值的不确定度,其中合成不确定度的计算式如下:

表2 参数不确定度

3 实验结果及分析

3. 1 系统热力学循环

图5 所示为制冷剂不同质量通量下系统热力学

循环及各点压力和焓值的变化。1-2 阶段为齿轮泵驱动制冷剂的过程;3-4 阶段为制冷剂在冷板内的蒸发换热过程;4-1 阶段为制冷剂在冷凝器内冷凝的过程。

图5 制冷剂质量通量对系统热力学循环的影响

泵转速的提高使泵出口处制冷剂压力上升,为循环系统提供更大的流量。制冷剂质量通量提升,系统流动阻力增加,蒸发压力略有上升。在热流密度为15. 64 kW/ m²  时,当质量通量由294 kg/ (m² •s)增至882 kg/ (m² •s) 时,泵出口至冷凝器的压力损失由15. 1 kPa 增至98. 9 kPa,冷板内的压力损失由3.1kPa 增至8.1 kPa,冷板进出口的平均压力由102. 8kPa 增至106. 1 kPa。同时,单位时间内更多的制冷剂流经冷板,冷板出口处制冷剂焓值由235. 38 kJ/ kg降至224. 99 kJ/ kg,相变程度减弱。

图6 热流密度对系统热力学循环的影响

图6 所示为不同热流密度下系统热力学循环及各点压力和焓值的变化。在制冷剂质量通量为588kg/ (m² ·s)时,热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75kW/ m² ,冷板出口制冷剂焓值由223.40 kJ/ kg 升至237. 86 kJ/ kg,相变程度增加。同时,由于制冷剂整体蒸发量上升,循环各点压力均升高,平均蒸发压力由100. 7 kPa 增至115. 9 kPa,对应的蒸发温度也由18. 1 ℃升至21.9 ℃。热流密度的提升还导致直冷板中气相组分的增加,由于气体流动阻力大于液体,冷板进出口制冷剂压降由3.2 kPa 增至12.8 kPa。

图7 冷凝温度对系统热力学循环的影响

图7 所示为不同冷凝温度下系统热力学循环及各点压力与焓值的变化。由图7 可知,制冷剂质量通量与冷板的热流密度不变时,随着冷凝温度上升,系统的热力学循环形状基本一致,但各点的压力和焓值均有所增加(在压焓图中表现为循环整体向斜上方平移),制冷剂在冷板内的蒸发温度随之上升,冷板入口处制冷剂过冷度略有减小,系统相变程度得到强化。

3. 2 冷却性能

图8 冷板壁面平均温度随质量通量的变化

冷板的壁面温度是两相循环冷却性能最直观的表现。图8 所示为冷板壁面平均温度随制冷剂质量通量的变化。由图8 可知,随着质量通量由147 kg/(m² ·s)逐渐增至882 kg/ (m² ·s),不同热流密度下冷板壁面平均温度的变化趋势不同。制冷剂质量通量的增加在强化其对流换热的同时会导致沸腾换热的弱化,这是造成冷板壁面温度随着质量通量上升非单调变化的主要原因。例如,在热流密度为7. 73 kW/m²  时,随着制冷剂质量流量增加,冷板壁面温度明显上升,当制冷剂质量通量达到441 kg/ (m² ·s)时壁面平均温度达到最大,为21. 9 ℃。随着质量通量进一步上升,强制对流换热占主导地位并逐渐得到强化,冷板壁面温度略有下降。随着热流密度上升,制冷剂沸腾相变程度逐渐增加,壁面平均温度达到最大值时所对应的质量通量也升高。当热流密度达到31.71kW/m²  及以上时,实验范围内未观察到明显的壁面温度下降趋势。

图9 冷板壁面平均温度随热流密度的变化

图9 所示为冷板壁面平均温度随热流密度的变化。随着施加在冷板上的热流密度逐渐上升,冷板壁面温度显著提高。当热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75 kW/ m²  时,不同流量下的壁面平均温度均上升6 ℃以上。随着热流密度上升,冷板内蒸发压力上升,导致制冷剂在冷板中的蒸发温度随之升高。同时冷板壁面与制冷剂的温差将增大。在这两方面因素协同作用下,冷板壁面温度将随着热流密度的改变发生显著变化。

图10 冷板壁面温度标准差随质量通量的变化

图10 所示为冷板壁面温度标准差随制冷剂质量通量的变化,反映了冷板壁面温度分布均匀性。由图10 可知,热流密度越大,冷板壁面温度标准差越大。不同热流密度下冷板壁面温度标准差随质量通量的变化略有不同。当热流密度为7. 73 kW/ m²  时,随着质量通量由147 kg/ (m² ·s)增至882 kg/ (m² ·s),冷板壁面温度标准差单调减小; 当热流密度为23. 59 kW/ m²  时,冷板壁面温度标准差先增大后略有下降;当热流密度达到31. 71 kW/ m²  及以上时,冷板壁面温度标准差单调增加。

为进一步研究工况变化对冷板壁面温度的影响,对直冷板热电偶局部温度进行了分析。图11 所示为热流密度为7. 73 kW/ m²  与39. 75 kW/ m²  时壁面局部温度随质量通量的变化,TC 1~6 分别表示位于11通道下方沿程依次布置热电偶所测得的温度。由图11(a)可知,热流密度为7. 73 kW/ m²  时,随着制冷剂质量通量由147 kg/ (m² ·s)增至735 kg/ (m² ·s),温度分布愈发密集,最大温差由2. 9 K 降至1. 6 K;由图11(b)可知,热流密度为39. 75 kW/ m²  时,随着制冷剂质量通量增加,位于通道上游的TC 1~3 温度呈先上升后下降趋势,而TC 4~6 温度单调增加, 最大温差由3. 6 K 增至5. 2 K。

图11 壁面局部温度随质量通量的变化

热流密度较小时,直冷板内制冷剂换热以单相强制对流为主,此时增加流量将减小制冷剂进出口温差,从而有效改善温度均匀性。当热流密度较大时,质量通量增加将产生多种效应,通道入口附近壁面温度由于单相换热强化会出现下降趋势;同时,通道出口处壁面温度由于两相沸腾换热弱化反而上升。此外,由于直冷板内存在横向热扩散,通道进出口位置处(TC 1 与TC 6) 的壁面温度相对其余各点始终较低。

图12 表面传热系数随热流密度的变化

图12 所示为制冷剂与冷板壁面间的表面传热系数随热流密度的变化。由图12 可知,表面传热系数随热流密度增加而上升。当制冷剂质量通量588kg/ (m² ·s) 时,随着热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75 kW/ m² ,表面传热系数由1 536 W/ (m² ·K)增至3 569 W/ (m² ·K); 当制冷剂质量通量为147 kg/ (m² ·s)时,表面传热系数由1 843 W/ (m² ·K)增至4 528 W/ (m² ·K)。

4 结论

本文搭建了以R1233zd(E)为工质,采用多通道直冷板的两相循环冷却系统,在质量通量为147~882kg/ (m² ·s),热流密度为7. 73~39. 75 kW/ m²  范围内对冷却能力进行了实验研究,重点分析了系统热力学循环与冷板换热特性的变化规律,得到结论如下:

1)系统热力学循环中蒸发过程对热流密度变化较为敏感。制冷剂质量通量由294 kg/ (m² ·s)增至882 kg/ (m² ·s),平均蒸发压力由102. 8 kPa 增至106. 1 kPa。当热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75kW/m²  时,蒸发压力由100. 7 kPa 升至115. 9 kPa,对应的蒸发温度由18. 1 ℃升至21. 9 ℃,冷板内流动阻力由3. 2 kPa 增至12. 8 kPa。

2)壁面温度受热流密度影响较为显著。热流密度较小时,随着制冷剂质量通量由147 kg/ (m² ·s)增至882 kg/ (m² ·s),壁面平均温度出现下降趋势;当热流密度达到31. 71 kW/ m²  及以上时,壁面平均温度持续上升。随着热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75 kW/ m² ,不同流量下冷板壁面平均温度均升高6 ℃以上。

3)随着制冷剂质量通量增加,不同热流密度下壁面温度分布变化规律不同。制冷剂质量通量由147 kg/ (m² ·s)增至735 kg/ (m² ·s),当热流密度为7. 73 kW/ m²  时,局部壁面最大温差由2. 9 K 降至1. 6 K;当热流密度为39. 75 kW/ m²  时,局部壁面最大温差由3. 6 K 增至5. 2 K。

4)当质量通量为147 kg/ (m² ·s)时,随着热流密度由7. 73 kW/ m²  增至39. 75 kW/ m² ,表面传热系数由1 843 W/ (m² ·K)增至4 528 W/ (m² ·K);当质量通量为588 kg/ (m² ·s) 时,表面传热系数由1 536W/ (m² ·K)增至3 569 W/ (m² ·K)。

作者：刘圣春,刘章,何为,贾子昂,罗翌琳,诸凯

来源：网络

本文标题：采用多通道直冷板的两相循环冷却系统实验研究

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