微通道內(nèi)流動沸騰特性研究

姜圣列　馬虎根　徐法堯

摘 要： 對國內(nèi)外微通道流動和換熱的研究實驗作了總結(jié)，闡述了影響微通道換熱系數(shù)的因素，如熱流密度、過熱度和干度等.對去離子水在內(nèi)徑為0.65 mm、長為102 mm的圓形管道內(nèi)流動沸騰換熱進行了實驗研究，得到了局部換熱系數(shù)隨干度的變化關(guān)系，進而根據(jù)換熱系數(shù)的變化趨勢討論了飽和流動沸騰區(qū)微通道內(nèi)主導的換熱機制.結(jié)果表明：從換熱系數(shù)隨干度的變化關(guān)系很難判定主導的換熱機制；將實驗數(shù)據(jù)與已發(fā)表的預(yù)測關(guān)聯(lián)式進行了比較，發(fā)現(xiàn)大多關(guān)聯(lián)式都失效，說明基于常規(guī)理論的模型不再適用于微通道.

關(guān)鍵詞：微通道； 流動沸騰換熱； 干度； 換熱關(guān)聯(lián)式； 模型

中圖分類號： TK 124 文獻標志碼： A

隨著傳統(tǒng)機電系統(tǒng)微型化的發(fā)展及其應(yīng)用領(lǐng)域的不斷擴大，有關(guān)流體在微通道中流動和換熱的研究也越來越引起人們的重視，傳統(tǒng)流動和傳熱理論在微尺度下是否依然適用是目前研究的重要課題之一[1].但微細通道內(nèi)的流動沸騰特點還沒有被清晰地闡明.因此國際上逐步形成了微細尺度傳熱這一新的分支學科.Lazarek等[2]對R113在小通道和大管道的流動沸騰特征作了對比，結(jié)果與Kandlikar[3]的關(guān)聯(lián)式吻合較好，但高干度區(qū)存在一定差別.Kamidis等[4]對1.59 mm小管內(nèi)R113的流動沸騰換熱實驗數(shù)據(jù)作了整理，并與Kandlikar關(guān)聯(lián)式進行了比較，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，液相雷諾數(shù)Re1=5 720時，兩者吻合較好，但Re1=2 370時，關(guān)聯(lián)式結(jié)果偏低.Wambsganss[5]的實驗顯示出熱流系數(shù)對熱流密度和質(zhì)量流率的依賴性，這表明核態(tài)沸騰和對流沸騰機理對換熱有重要影響.

Tran等[6]實驗研究了R12在管徑為2.92 mm圓管內(nèi)的流動沸騰換熱特性，實驗結(jié)果表明，當壁面過熱度大于2.75 K時，局部換熱系數(shù)受質(zhì)量流量（50～695 kg·m-2·s-1）和平衡干度（0.20～0.75）的影響不大，但會隨著熱流密度的變化而改變.根據(jù)常規(guī)通道內(nèi)流動沸騰換熱理論，Tran認為微通道內(nèi)流動沸騰總是核態(tài)沸騰換熱模式，并將實驗數(shù)據(jù)擬合成核態(tài)沸騰主導關(guān)聯(lián)式形式，即q=aΔTn，其中：q為熱流密度；ΔT為過熱度；a為常數(shù)；n=2.7.這種形式是典型的池沸騰關(guān)聯(lián)式.實驗結(jié)果表明，當壁面過熱度小于2.75 K，沸騰曲線的斜率發(fā)生很大的改變.Tran認為換熱模式轉(zhuǎn)變?yōu)閺娭茖α髦鲗В瑩Q熱系數(shù)只是隨著熱流密度的變化而改變.

Zhao等[7]的實驗結(jié)果表明，在一定熱流密度區(qū)間，換熱系數(shù)不隨熱流密度變化而變化.而Hwang等[8]的實驗表明，在很寬泛的干度區(qū)間熱流密度及質(zhì)量流量都對換熱系數(shù)有很大的影響.

Jatuporn等[9]研究了R134a在水力直徑分別為1.1 mm和1.2 mm微通道內(nèi)的流動沸騰換熱特性.結(jié)果表明，換熱系數(shù)變化趨勢與Jatuporn關(guān)聯(lián)式[10]符合較好.Jatuporn關(guān)聯(lián)式是在單相強制對流基礎(chǔ)上加上兩相修正因子S得到，在該關(guān)聯(lián)式基礎(chǔ)上又考慮了熱流密度和質(zhì)量流量的影響，分別以沸騰數(shù)Bo（代表加熱量與蒸發(fā)量關(guān)系）和韋伯數(shù)We（代表慣性力和表面張力效應(yīng)之比）表示，最終得到換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式h=f（S，Bo，We，h1），其中h1為單相時換熱系數(shù).

Li等[11]認為與沸騰換熱有關(guān)的力有：重力、慣性力、黏性力和表面張力，用無量綱數(shù)Bond（浮力和表面張力的比值）和雷諾數(shù)Re表示.Li從力學角度擬合實驗數(shù)據(jù)，將換熱系數(shù)表示為這些無量綱數(shù)的關(guān)聯(lián)式.此外，考慮到微通道內(nèi)的沸騰實驗表明了換熱系數(shù)與熱流密度和質(zhì)量流量的關(guān)系，引入Bo.最終換熱系數(shù)可表示為Bo、Bond和Re的函數(shù)，從而建立適用于微通道飽和流動沸騰換熱關(guān)聯(lián)式.

Thome等[12]提出了微管道內(nèi)流動沸騰的三區(qū)模型.建立該模型的思路為：假定氣泡在微通道內(nèi)快速成核并生長到通道直徑大小，氣泡的生長空間受到管壁的限制，從而形成一系列拉長的氣泡.與此同時，一薄層液膜在拉長的氣泡和管壁間形成，此液膜將擔負起熱量傳遞的主要任務(wù).周期性產(chǎn)生的氣泡將下游的流動區(qū)域劃分為液塞區(qū)和拉長氣泡區(qū).隨著傳熱過程的進行，如果拉長氣泡區(qū)部分液膜被蒸干還將產(chǎn)生汽塞區(qū).在通道某一橫截面位置液塞、拉長泡狀流和/或汽塞隨時間周期性通過.流體和管壁間的熱量傳遞主要通過液塞的對流換熱、拉長氣泡液膜的導熱和干涸區(qū)的蒸汽對流換熱三部分進行.根據(jù)一個周期內(nèi)三種換熱模式在該截面處分別所占據(jù)的時間權(quán)重，計算一個周期內(nèi)該截面處的局部時均換熱系數(shù).該模型可定性解釋實驗得到的換熱系數(shù)的變化趨勢，定量分析結(jié)果也較合理（67%的實驗數(shù)據(jù)在模型預(yù)測值的±30%之內(nèi)）.

綜上可知，對于微通道流動沸騰還沒有通用的換熱關(guān)聯(lián)式.本文對去離子水在直徑為0.65 mm不銹鋼圓形截面微通道內(nèi)流動沸騰換熱進行實驗，得到換熱系數(shù)隨干度的變化趨勢，然后將得到的飽和流動沸騰局部換熱系數(shù)與已發(fā)表的基于常/微通道建立的預(yù)測關(guān)聯(lián)式進行比較.

1 實驗過程

1.1 實驗裝置

設(shè)計了標準大氣壓力下去離子水在微細通道內(nèi)流動和換熱研究實驗裝置，如圖1所示.

該實驗裝置包括兩部分：流體流動與傳熱部分和數(shù)據(jù)采集部分.實驗運行流程為：儲液箱內(nèi)的去離子水在恒流泵的驅(qū)動下，以某一恒定流量進入預(yù)熱段吸收熱量達到某一恒定的出口溫度.之后去離子水進入實驗段，去離子水在實驗段流動過程中吸收由直流加熱電源提供的加熱量，同時Agilent數(shù)據(jù)采集儀采集由壓力傳感器a、b分別測得的流體進、出口壓力，由熱電阻a、b分別測得的流體進、出口溫度，熱電偶a、b、c、d測得的實驗段壁面溫度，并將采集數(shù)據(jù)輸入計算機.去離子水通過冷凝裝置后流入燒杯，用電子天平稱得液體的質(zhì)量，用秒表記錄稱重時間，從而得出去離子水的流量.進、出口溫度采用4線制熱電阻測量，熱電阻Pt100精度為A級；進、出口壓力采用U.S.Setra 209系列壓力傳感器測量，精度為0.25%；壁面溫度采用E型熱電偶測量，標定精度為0.1℃；質(zhì)量采用FA2004電子天平測量，精度為0.1 mg.微通道內(nèi)徑為0.65 mm，長度為102 mm.

1.2 實驗步驟

實驗過程中設(shè)定泵的轉(zhuǎn)速為一定值，調(diào)節(jié)預(yù)熱段加熱器使實驗段入口溫度恒定在40℃，然后調(diào)節(jié)實驗段的直流輸出電源.隨著實驗段電源輸出功率的增加實驗段出口溫度逐漸升高（此時入口溫度一般也會發(fā)生小的波動，這主要是由熱量沿微通道管壁和流體的軸向?qū)嵋鸬?，該部分本文并沒有考慮）.在每個實驗段輸出功率對應(yīng)的工況下，待流動和傳熱達到穩(wěn)定狀態(tài)約需30 min采集壓力和溫度數(shù)據(jù)，測量10 min的流量完成一個實驗工況的工作.調(diào)節(jié)實驗段直流輸出電源的輸出功率，過冷度很大時（本實驗中壁面溫度為70～98℃）一般以出口溫度升高5℃為一個實驗工況.完成這一流量下的實驗工況重新設(shè)定泵的轉(zhuǎn)速按照上述的步驟進行實驗，直至完成實驗.

2 實驗數(shù)據(jù)處理

過冷段長度Lsp可根據(jù)熱平衡計算得到，即式中：M為質(zhì)量流量；cp為去離子水在進、出口平均壓力時的定壓比熱；Tsat為去離子水在進、出口平均壓力時的飽和溫度；Tfi為去離子水在微通道入口處的溫度；L為實驗段的長度；Qeff為內(nèi)表面有效加熱量.

微通道內(nèi)流體溫度Tfz分為兩部分：過冷段流體溫度和飽和段流體溫度.為此，要確定微通道內(nèi)流體溫度時首先要判定測量點是處于過冷段還是飽和段.

Lz為測量點距離微通道入口的距離.當Lsp>Lz時，測量點處的管道截面流體處于過冷段，則

式中：hi為微通道入口處焓值；hsat為測量點處壓力對應(yīng)的飽和焓值；hfg為進、出口平均壓力值對應(yīng)的汽化潛熱；x的最大不確定度為6.8%.

3 實驗結(jié)果及分析

實驗過程中維持去離子水進口溫度為65℃，質(zhì)量流率G=339.1 kg·m-2·s-1.實驗過程中質(zhì)量流率產(chǎn)生了波動，干度較小時質(zhì)量流率較大，干度較大時質(zhì)量流率較小，此處取平均值.在求解局部換熱系數(shù)時采用質(zhì)量流率的實際測量值.逐漸增大熱流密度，研究測量點處（距入口100 mm）局部換熱系數(shù)隨干度的變化.在整個實驗工況內(nèi)各參數(shù)變化范圍為：G=296.4～379.5 kg·m-2·s-1；qeff=15.1～452.4 kW·m-2；x=-0.05～0.35.

3.1 微通道內(nèi)流動沸騰換熱系數(shù)

將文獻[6]提出的劃分換熱主導機制的準則與本文實驗結(jié)果進行比較.在飽和流動沸騰區(qū)（0.02

圖3為測量點處局部換熱系數(shù)隨干度的變化關(guān)系，圖中顯示：當-0.10

數(shù)隨干度增加而增大；當0.02

圖3中的負干度區(qū)域（-0.100）.根據(jù)常規(guī)通道飽和流動沸騰理論，低干度區(qū)核態(tài)沸騰主導著換熱機制，換熱系數(shù)隨著熱流密度增加而增大.隨著熱流密度的繼續(xù)增加，管內(nèi)氣泡聚合形成彈狀和環(huán)狀，從而使管內(nèi)流型由泡狀流演變?yōu)榄h(huán)狀流，塞狀流和環(huán)狀流的出現(xiàn)有可能抑制氣泡的產(chǎn)生.核態(tài)沸騰受到抑制，環(huán)狀流區(qū)域控制的強制對流蒸發(fā)成為主導的換熱機制.圖3中換熱系數(shù)變化趨勢與這些常規(guī)理論有很大的不同.換熱系數(shù)的峰值出現(xiàn)在0.02

3.2 實驗數(shù)據(jù)與常規(guī)關(guān)聯(lián)式的比較

圖4為實驗數(shù)據(jù)與文獻[3]和[14]中的常規(guī)關(guān)聯(lián)式的比較，從圖中可看出，這兩種基于常規(guī)通道的預(yù)測關(guān)聯(lián)式均

不能很好地預(yù)測0

圖5為實驗數(shù)據(jù)與基于微通道建立的關(guān)聯(lián)式的比較結(jié)果.從圖中可看出，除了Jatuporn[10]和Thome[12]關(guān)聯(lián)式能基本預(yù)測00.15時，換熱系數(shù)幾乎不隨干度變化而改變.這是因為在此區(qū)域時，根據(jù)Thome模型提供的公式得到的本實驗工況參數(shù)時的起始液膜厚度δ0，小于最小液膜厚度δmin=0.3×10-6 m.在實驗數(shù)據(jù)處理過程中取δ0=δmin意味著該工況下拉長氣泡周圍的液膜不再參與換熱過程，這顯然與事實不符.Thome模型中也明確指出該模型對最小液膜厚度和液膜形成過程的強烈依賴.根據(jù)本文研究可發(fā)現(xiàn)Thome模型中最小液膜厚度或采用液膜形成過程模型存在不合理性.

4 結(jié) 論

通過研究去離子水在直徑為0.65 mm的圓形管道內(nèi)的流動沸騰換熱，得到了局部換熱系數(shù)隨干度的變化關(guān)系，進而根據(jù)換熱系數(shù)的變化趨勢討論了飽和流動沸騰區(qū)微通道內(nèi)主導的換熱機制.將實驗數(shù)據(jù)與已發(fā)表的預(yù)測關(guān)聯(lián)式進行比較，主要結(jié)論為：

（1） 已發(fā)表的飽和流動沸騰區(qū)換熱主導機制的判定準則均不能有效地判別本實驗的主導換熱機制.在本實驗中飽和流動沸騰區(qū)的整個工況范圍內(nèi)，從換熱系數(shù)隨著干度的變化關(guān)系很難判定主導的換熱機制.

（2） 兩種基于常規(guī)通道的預(yù)測關(guān)聯(lián)式均不能很好地預(yù)測0

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