多支管并聯(lián)的分離型熱管回路傳熱特性實驗研究

(1 上海交通大學機械與動力工程學院 上海 200240； 2 上海核工程研究設(shè)計院 上海 200233)

分離型熱管可在有一定距離的蒸發(fā)段和冷凝段之間形成高效熱虹吸熱傳遞，主要由蒸發(fā)段、冷凝段和絕熱部分等組成[1]。運行過程中熱流體在蒸發(fā)段內(nèi)受熱上升并向冷凝段轉(zhuǎn)移；從冷凝段冷凝的液體在重力作用下回到蒸發(fā)段，形成一個循環(huán)[2]，工質(zhì)在蒸發(fā)段吸熱，冷凝段放熱，從而實現(xiàn)熱量的高效傳輸[3]。分離型熱管已廣泛應(yīng)用于工業(yè)余熱回收、制冷與空調(diào)系統(tǒng)、太陽能熱水系統(tǒng)、微電子冷卻系統(tǒng)及核電站乏燃料水池等[4-7]領(lǐng)域。在實際應(yīng)用中，考慮到結(jié)構(gòu)的緊湊、安裝的方便及靈活布置等問題，常采用聯(lián)箱式換熱結(jié)構(gòu)。

目前關(guān)于分離式熱管的傳熱流動特性的研究較多。易沖沖等[8-9]實驗研究了分別以氨和R134a為工質(zhì)的單管回路，結(jié)果表明R134a的熱管回路傳熱能力略差于氨，但系統(tǒng)穩(wěn)定性更好。M. M. Rahman等[10]實驗研究了微型并聯(lián)傳熱支管管內(nèi)工質(zhì)和蒸發(fā)段熱流密度對并聯(lián)系統(tǒng)工作性能的影響，結(jié)果表明，在相同熱流下使用乙醇工質(zhì)得到的支管外表面溫度最低。劉姍姍等[11]實驗研究了7根由石英玻璃制成的并聯(lián)換熱管，并以甲醇為工質(zhì)，研究了熱管內(nèi)的復(fù)雜氣液兩相流型及加熱溫度和充液率對熱管內(nèi)部整體傳熱性能的影響，結(jié)果表明，加熱溫度越高，管內(nèi)流型波動越大，系統(tǒng)越難穩(wěn)定，且以蒸發(fā)段體積計算最佳充液率約為90%。

近年來，關(guān)于分離式熱管在制冷與空調(diào)領(lǐng)域中的應(yīng)用研究[12]也日益增多。金鑫等[13-14]以R134a為工質(zhì)，實驗研究了傳熱溫差對熱管系統(tǒng)性能的影響，同時開發(fā)了分離式熱管基站，結(jié)果表明使用微通道分離式熱管基站能使節(jié)電率達到44.7%；陶潔[15]實驗研究了水流量、高差等對分離式熱管型空調(diào)EER的影響，結(jié)果表明當蒸發(fā)段和冷凝段溫差大于5 ℃、且高度差大于100 mm時熱管才能正常啟動工作；方貴銀等[16]建立了分離式熱管蓄冷空調(diào)實驗裝置，并研究了其充冷性能，結(jié)果表明使用分離式熱管蓄冷空調(diào)的能效比高于常規(guī)蓄冷空調(diào)系統(tǒng)，也更加穩(wěn)定。

多管并聯(lián)換熱器內(nèi)的流動阻力損失和兩相流動的特點等導(dǎo)致其在工作過程中會存在換熱不均，并聯(lián)支管換熱器內(nèi)的流量分配均勻性和整體工作性能受工作介質(zhì)種類、充液率、聯(lián)箱結(jié)構(gòu)、工質(zhì)流速及熱負荷等多因素影響。

現(xiàn)有文獻關(guān)于分離型熱管并聯(lián)支管間換熱不均勻性的研究較少，充液率受工作狀態(tài)、工質(zhì)、熱管結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響較大，本文通過U型聯(lián)箱連結(jié)7根并聯(lián)支管換熱形成的回路，實驗研究了以R134a[9]為工質(zhì)的熱管系統(tǒng)在不同充液率和水池散熱量下的傳熱特性，對各支管間不均勻性進行了分析。

1 實驗系統(tǒng)介紹

分離式熱管回路系統(tǒng)原理如圖1所示，蒸發(fā)段和冷凝段均由7根并聯(lián)換熱支管組成。在蒸發(fā)段每根支管上均勻布置9個溫度測點，每個測點間距為100 mm；冷凝段每根支管沿工質(zhì)流動方向布置3個測點位置，測點間距為300 mm，每個測點位置布置2個熱電偶，分別位于各支管上部和下部。整個實驗回路共布置5個壓力測點，分別位于上聯(lián)箱、上升管入口和出口、下降管入口和出口。

實驗中蒸發(fā)段和冷凝段支管均采用φ12 mm×2 mm的無縫不銹鋼，聯(lián)箱和其它連接管路均采用φ25 mm×3 mm無縫不銹鋼管，部分結(jié)構(gòu)的尺寸如圖2所示。蒸發(fā)段換熱支管外肋片厚度為0.2 mm，肋高為5 mm。

圖1 分離型熱管實驗系統(tǒng)原理Fig.1 The principle of the separated heat pipe experimental system

對于每個穩(wěn)定的工況，水池對熱管的加熱功率等于冷凝側(cè)的換熱量：

(1)

假設(shè)蒸發(fā)段各支管表面的熱流密度均勻，且將管壁處理成平板導(dǎo)熱，則管內(nèi)局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為：

(2)

2 實驗結(jié)果與分析

2.1 充液量對蒸發(fā)段支管傳熱性能的影響

實驗采用R134a作為熱管工質(zhì)進行了7次充注，充液量分別為585.0、726.8、806.0、889.0、986.7、1 082.3 和1 192.0 g，以整個并聯(lián)熱管回路容積為基數(shù)，所對應(yīng)的系統(tǒng)充液率分別為25.1%、31.1%、34.5%、38.1%、42.3%、46.4%、51.1%。

充液率為25.1%和51.1%時，熱管回路循環(huán)難以建立，導(dǎo)致模擬水池溫度不斷上升，如圖3所示。當充液量過小，蒸發(fā)段工質(zhì)液位過低，管內(nèi)氣相換熱區(qū)域過多，水池中的熱量無法被及時帶走，導(dǎo)致水池溫度不斷上升；當充液量過大，蒸發(fā)段和冷凝段難以保證處于高效的兩相換熱區(qū)域，熱管傳熱能力較低[17]。

圖3 充液率為25.1%和31.1%時水池溫度變化Fig.3 Pool temperature changes with time at liquid filling ratio of 25.1% and 31.1% respectively

圖4所示為不同充液率下的熱管工作性能。圖4(a)所示為水池發(fā)熱功率為1 680 W、冷凝溫度為20 ℃ 時，模擬水池和管內(nèi)蒸發(fā)溫度隨系統(tǒng)充液率的變化。水池溫度隨充液率的增大而先減小后增大，蒸發(fā)溫度整體變化趨勢較小。水池溫度的變化表明熱管的傳熱能力在不同充液率下有所不同。

圖4 不同充液率下的熱管工作性能Fig.4 Heat pipe work performance under different filling ratios

圖5 不同加熱功率下的熱管工作性能Fig.5 Heat pipe work performance under different heating power

因蒸發(fā)段各支管間流動與傳熱的不均勻性，以中間支管4作為整理數(shù)據(jù)的基準[18]。最佳充液率應(yīng)為相變傳熱所占比例最大時，當外部工況相同時可以傳熱系數(shù)作為指標[17]。圖4(b)所示為支管的局部傳熱系數(shù)隨充液率的變化。由圖可知，分離式熱管存在一個最佳充液率，約為42.3%。當充液率為31.1%時，管內(nèi)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)沿程變化較小，因在該充液率和加熱功率下，冷凝液在進入蒸發(fā)段各支管前已在聯(lián)箱內(nèi)達到飽和且以飽和狀態(tài)分配到各支管。

本文得到的最佳充液率穩(wěn)定在約42.3%，與易沖沖等[8]的實驗結(jié)果有部分重疊，但其實驗工質(zhì)為氨，最佳充液率區(qū)間隨工況變化浮動較大，這與文獻[9]的結(jié)論一致。

2.2 加熱功率對蒸發(fā)段支管傳熱性能影響

當充液率為42.3%時，水池內(nèi)分離式蒸發(fā)段并聯(lián)支管在不同加熱功率下的工作性能如圖5所示。由圖5(a)可知，水池溫度和管內(nèi)蒸發(fā)溫度均隨加熱功率的上升而增加。因為加熱功率越大，熱管的循環(huán)工質(zhì)量增多，熱管與池水所需的傳熱溫差需保持在合理水平。圖5(b)所示為以中間支管4數(shù)據(jù)獲得的管內(nèi)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨水池加熱功率的變化?？芍爻痰膬?nèi)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨加熱功率的增大而增大，高熱流密度將導(dǎo)致蒸發(fā)段管內(nèi)沸騰形式更加劇烈[17]。

2.3 蒸發(fā)段并聯(lián)支管傳熱性能對比

圖6所示為當充液率為42.3 %、水池內(nèi)加熱功率為1 680 W時，蒸發(fā)段各支管壁溫和內(nèi)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨其高度的變化。由圖6(a)可知，各支管壁溫呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，且壁溫開始上升的高度不同。支管底部工質(zhì)主要為單相液體區(qū)，隨著流動換熱進行，管內(nèi)工質(zhì)達到兩相狀態(tài)，對流換熱能力較強；在換熱支管頂部，當管內(nèi)氣體體積分數(shù)達到某一臨界值時，單相換熱特征明顯，管內(nèi)換熱能力下降。

圖6 蒸發(fā)段各支管傳熱性能對比Fig.6 Comparison of heat transfer performance in parallel evaporating sections

支管1沿程溫度維持較低水平且無明顯上升，主要因支管1的進出口分別接近進出口聯(lián)箱的進口和出口，所以支管1的進出口兩端壓差較大，管內(nèi)流量充沛，易于維持較長的兩相區(qū)域。支管2壁溫上升的位置明顯高于支管3～7，原因與支管1相似，兩相液面位置較高。支管3～7內(nèi)的壁溫沿程變化差異較小，因進口聯(lián)箱的后半段工質(zhì)流量逐漸減少，使各支管間的入口壓力和質(zhì)量流量差異較小。

由圖6(b)可知，各支管的內(nèi)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)在其高度方向上整體均呈先增大后減小的趨勢，且各支管間傳熱性能不一致。支管1換熱能力最強，其內(nèi)表面最大傳熱系數(shù)為1 758.7 W/(m2·K)，支管2次之,而支管7管內(nèi)的最大傳熱系數(shù)僅為1 043.8 W/(m2·K)。出現(xiàn)差異的原因與各支管內(nèi)流量分配相關(guān)，因此各支管內(nèi)的制冷劑出口干度、換熱能力等存在差異性。

2.4 冷凝段并聯(lián)支管傳熱性能的分析

圖7 冷凝段各支管傳熱性能分析Fig.7 Analysis of heat transfer performance of condenser section heat pipes

圖7所示為充液率為42.3 %、水池加熱功率為1 680 W時，冷凝段各支管壁溫的變化。由圖7(a)可知，各支管上側(cè)的壁溫沿程變化較小且有微小上升趨勢，而下側(cè)的壁溫沿程變化相對較大，且沿工質(zhì)流動方向逐漸減小。因在該充液率下，冷凝段各水平支管內(nèi)上方多為氣體區(qū)，氣體本身與管壁換熱能力較低，但部分壁面為冷凝換熱面。由于重力作用，冷凝液膜主要分布在各水平支管的下側(cè)，故下側(cè)與管壁換熱較多，溫度下降較快。

由圖7(b)可知，隨冷凝液膜的厚度逐漸增加，周向溫差沿工質(zhì)的流動方向越來越大。冷凝段各支管的周向溫差也存在明顯差異，支管1的沿程周向溫差最大，因其流量較大；支管2、3的下側(cè)壁溫下降也相對較快，但周向溫差變小，主要因進入到支管2、3的蒸汽含濕量相對支管1較大，有更多的換熱面冷凝換熱占主導(dǎo)，故周向溫差減小。支管4～7的壁溫差異性較小，因冷凝段支管分配特性，各支管間的進口壓力和流量差異減小。

3 結(jié)論

本文以被加熱的水池為模擬熱源，實驗研究了以R134a為熱管工質(zhì)，且蒸發(fā)段和冷凝段均有7根并聯(lián)換熱支管的分離式熱管，得到如下結(jié)論：

1) 在實驗工作條件下(冷凝溫度為20 ℃，管壁熱流密度為4～15 kW/m2)，系統(tǒng)最佳充液率為42.3%；在此充液率下，水池加熱功率從780 W增至2 560 W時，水池溫度、熱管蒸發(fā)溫度和管內(nèi)傳熱系數(shù)均隨水池發(fā)熱功率的升高而增大。

2) 當充液率為42.3%，水池加熱功率為1 680 W時，蒸發(fā)段各支管的局部換熱能力整體沿其高度先增大后減小；并聯(lián)各支管的流量分配出現(xiàn)不均勻現(xiàn)象，且換熱能力存在較大差異，其中最靠近冷凝液來流方向的支管1質(zhì)量流量最大，換熱能力最強，鄰近的支管2次之。

3) 當充液率為42.3%，水池加熱功率為1 680 W時,冷凝段并聯(lián)各支管的周向溫差沿工質(zhì)流動方向逐漸增大；同蒸發(fā)段類似，冷凝段各支管內(nèi)的流量分配和換熱能力存在差異性，其中靠近蒸汽來流方向的支管1質(zhì)量流量較大，換熱能力較強。