重力驅(qū)動自然對流-相變耦合散熱系統(tǒng)數(shù)值模擬

陳 浩， 康 偉， 石秋雨， 李 強*

(1.南京理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院電子設(shè)備熱控制工信部重點實驗室, 南京 210094；2.全球能源互聯(lián)網(wǎng)研究院有限公司先進輸電技術(shù)國家重點實驗室, 北京 102211)

近年來,隨著電網(wǎng)系統(tǒng)的發(fā)展,低壓單相用電負(fù)荷增長迅猛,由此引發(fā)的配電變壓器三相負(fù)荷不平衡現(xiàn)象日漸突出[1]。通過使用可關(guān)斷的絕緣柵雙極型晶體管(insulated gate bipolar transistor, IGBT)等開關(guān)部件進行適當(dāng)?shù)挠|發(fā)控制,可輸出幅值可調(diào)、相位角可調(diào)的電流或電壓,從而實現(xiàn)平衡三相負(fù)荷電流和無功補償?shù)墓δ躘2]。在工作過程中大功率IGBT模塊會產(chǎn)生很大的損耗,這些損耗通常會變?yōu)閺U熱。為防止大功率IGBT模塊因為過熱而損壞,需要對其進行及時有效地散熱。

目前IGBT模塊所在的機柜內(nèi)部經(jīng)常使用單相受迫對流換熱技術(shù),需要外部動力,增加了機柜內(nèi)部的能耗以及維護成本。而相比采用強迫對流換熱技術(shù),自然冷卻雖然可能散熱效果沒有強迫對流好,但是噪聲小,不需要外部動力,運行穩(wěn)定,因而更適用于無人值守等場合且可以有效減小能耗[3-5],由于上述優(yōu)勢,自然對流在很多場合得到了應(yīng)用。但是對于大功率設(shè)備而言,自然對流較低的散熱能力限制了其應(yīng)用,因而需要采取措施增強自然對流的散熱能力。目前很多研究采用安裝翅片這種增大對流換熱面積的方式強化自然對流的散熱能力。邱燕等[6]利用數(shù)值計算的方法對自然對流條件下豎直放置的縱向翅片管的傳熱特性進行研究,在此基礎(chǔ)上對豎直縱向翅片管在基管近似恒壁溫條件下進行試驗研究；郭建忠等[7]運用計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics, CFD)方法對汽車管帶式百葉窗散熱器進行性能分析及翅片結(jié)構(gòu)優(yōu)化,研究表明百葉窗翅片結(jié)構(gòu)中綜合性能最佳的翅片結(jié)構(gòu)是間距2.4 mm,開窗角度27°；趙俊志等[8]研究了一種自然對流條件下豎直放置對稱陣列斜翅熱沉的換熱性能,分析了翅片高度、縱向間距對換熱性能的影響,討論了對稱陣列斜翅熱沉換熱特點；Castell等[9]通過實驗研究了具有垂直翅片的圓柱形模塊的表面自然對流換熱系數(shù),給出了 不同翅片的傳熱系數(shù)隨溫差的變化規(guī)律；Elshafei[10]通過實驗研究了翅片散熱器的自然對流換熱特性,考察了其幾何尺寸、熱流密度和方向?qū)Q熱特性的影響；Ahmadi等[11]對垂直安裝的矩形間斷翅片的穩(wěn)態(tài)自然對流換熱進行了數(shù)值和實驗研究,研究結(jié)果表明增加中斷垂直安裝的矩形鰭片可以大大提高熱性能,并存在一個最佳的翅片中斷。

安裝翅片的自然對流散熱器雖然可以通過增大散熱面積提升其散熱能力,但是由于其傳熱能力的限制,熱源處的熱量不能有效地傳遞至距離熱源較遠的區(qū)域,從而造成散熱器表面溫差增大及散熱效率的下降。因為工質(zhì)相變時溫度均勻一致且傳熱系數(shù)較高,具有高導(dǎo)熱性和良好的均溫性,因而可以利用工質(zhì)的相變換熱增強散熱器的傳熱能力。目前相變換熱技術(shù)如平板熱管[12-14]、脈動熱管[15]、環(huán)路熱管[16-19]、重力熱管[20-22]等得到了廣泛的應(yīng)用。莫冬傳等[12]制造了高熱流密度傳熱組件——均溫板,并對其傳熱特性進行了研究,實驗表明該均溫板可承受非常高的熱流密度且具有良好的均溫和散熱特性；Liu等[13]對一種基于葉脈系統(tǒng)的新型均溫板進行了性能測試,當(dāng)葉脈網(wǎng)絡(luò)分形角為40°和50°時,均溫板的熱阻較小,矩形均溫板的熱阻約為0.06 ℃/W；寇志海等[14]對一種以微槽道作為吸液芯的平板式熱管散熱器的傳熱特性進行了實驗研究,分析了加熱功率、冷卻強度、工作傾角等因素對該平板熱管散熱器傳熱性能的影響規(guī)律；張東偉等[15]綜述了熱管結(jié)構(gòu)和工質(zhì)對脈動熱管強化換熱的影響,整理了脈動熱管理論研究和數(shù)值模擬的最近研究進展,給出了當(dāng)前亟需解決的關(guān)鍵問題,為脈動熱管技術(shù)后續(xù)研究提供了借鑒思路和方向；黃潔等[16]對阿爾法磁譜儀低溫冷卻器環(huán)路熱管的啟動特性進行了數(shù)值模擬研究,結(jié)果表明熱負(fù)荷高利于環(huán)路熱管的啟動；呂虓等[17]設(shè)計開發(fā)了一套平板式環(huán)路熱管,比較了2 mm×1.5 mm和1 mm×1 mm(高×寬)兩種蒸氣槽道環(huán)路熱管在不同傾角和充液率下的性能,結(jié)果表明兩種蒸氣槽道在相同條件下最低啟動功率相同,但前者啟動時間和過渡時間較后者短；Pastukhov等[18]介紹了氨回路熱管(lopp heat pipe, LHP)的研制和實驗研究結(jié)果,該熱管用于同時冷卻多個散熱量可變的熱源,研究結(jié)果表明液體管線上的熱作用對主熱源的溫度有相當(dāng)大的影響,而蒸汽管線上的熱作用對主熱源的溫度沒有影響；Gabsi等[19]對穩(wěn)態(tài)運行的帶平板蒸發(fā)器的銅水環(huán)熱管的熱性能進行了數(shù)值模擬,通過參數(shù)化研究給出了液體和蒸汽管道的半徑和長度、冷凝器的長度、散熱器溫度和傳熱系數(shù)等不同的關(guān)鍵參數(shù)的影響；王淑彥等[20]研究了井筒重力熱管的傳熱性能和工作過程,進而改進和優(yōu)化重力熱管的傳熱性能,建立了重力熱管內(nèi)部流動和傳熱的數(shù)學(xué)模型。利用該模型對重力熱管的傳熱特性進行了數(shù)值模擬,得到了熱管正常工作時,液膜厚度、蒸汽流速和液膜流速及熱管換熱系數(shù)隨熱管高度的變化規(guī)律；付秋剛等[21]研究了重力場中不同吸液芯微熱管的傳熱性能,選用了溝槽式和燒結(jié)式兩種吸液芯的熱管為研究對象,實驗測量了兩者在不同重力傾角時的溫差、熱阻和極限功率；Zhang等[22-23]從概念、理論及實驗3個方面研究了分離式重力輔助熱管,建立了包含質(zhì)量連續(xù)性、能量守恒和達西方程的穩(wěn)態(tài)熱模型。對于應(yīng)用于大功率設(shè)備的散熱系統(tǒng)而言,可以采用相變換熱技術(shù)將熱源處的熱量有效均勻地傳遞至具有翅片的散熱系統(tǒng)表面,從而增大系統(tǒng)的散熱效率。

綜上所述,針對大功率設(shè)備的散熱需求,通過自然對流散熱和相變換熱耦合,設(shè)計研究了重力驅(qū)動的自然對流-相變耦合散熱系統(tǒng)并建立物理模型,對系統(tǒng)內(nèi)部的流動與傳熱過程進行數(shù)值模擬分析,研究充液率、加熱功率對系統(tǒng)散熱性能的影響。

1 散熱系統(tǒng)設(shè)計計算

重力驅(qū)動自然對流-相變耦合散熱系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示,蒸發(fā)板內(nèi)部液體工質(zhì)吸收廢熱發(fā)生相變,產(chǎn)生的蒸汽通過管路進入冷凝板冷凝為液體工質(zhì)并釋放熱量,熱量通過冷凝板的基板和翅片釋放到環(huán)境中,液體工質(zhì)在重力作用下通過管路流經(jīng)儲液器回流到蒸發(fā)板中,從而完成一個循環(huán)。

圖1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

為了設(shè)備安全可靠地工作,在有限空間內(nèi)能夠及時有效地將熱源熱量傳遞到周圍環(huán)境中,需要進行散熱計算設(shè)計合適尺寸的散熱系統(tǒng)。根據(jù)設(shè)備工作時產(chǎn)生的損耗功率Q、器件結(jié)溫Tj以及環(huán)境溫度Ta,計算散熱系統(tǒng)尺寸參數(shù)并根據(jù)需求選擇合適尺寸的散熱系統(tǒng)。

根據(jù)熱源功率、IGBT結(jié)溫、結(jié)殼以及殼體與蒸發(fā)板之間的熱阻,可計算得到蒸發(fā)板外表面溫度為

Tplate,o=Tj-ΔT=Tj-QR

(1)

式(1)中:Tj為IGBT結(jié)溫,K;Q為熱源功率,W;R為電子芯片到蒸發(fā)板之間的總熱阻, K/W。

根據(jù)蒸發(fā)板的尺寸可得蒸發(fā)板內(nèi)表面溫度為

(2)

式(2)中:Te,o為蒸發(fā)板殼體外表面溫度, K;Le為蒸發(fā)板壁面厚度, m;ke為蒸發(fā)板殼體熱導(dǎo)率, W/(m·K);Ae為蒸發(fā)板與熱源之間傳熱面積, m2。

當(dāng)液體溫度升至飽和溫度以上時,工質(zhì)會發(fā)生相變。設(shè)計中基于核態(tài)沸騰的假設(shè)進行設(shè)計計算,沸騰換熱系數(shù)可用下式聯(lián)立計算[24]：

(3)

q=hb(Tplate,i-Tsat)=hbΔTe

(4)

式中:q為熱流密度, W/m2;μl為液體動力黏度,Pa·s;hfg為工質(zhì)潛熱, J/kg;g為重力加速度, N/kg;ρl、ρv分別為液體和氣體密度, kg/m3;σ為表面張力, N/m;cp,l為液體定壓比熱容, J/(kg·K); ΔTe為過余溫度, K;Prl為液體普朗特數(shù),hb為沸騰換熱系數(shù), W/(m2·K);Tsat為工質(zhì)飽和溫度, K。

當(dāng)蒸汽溫度降至飽和溫度以下時,就會發(fā)生凝結(jié)。設(shè)計中基于膜狀凝結(jié)的假設(shè)進行設(shè)計計算。無論層流還是湍流,平均冷凝換熱系數(shù)均可采用以下關(guān)系式[24]：

(5)

對于式(5)中的Re,可用下列各式計算[24]：

Re≤30

(6)

30

(7)

Re≥1 800

(8)

式中:kl為液體熱導(dǎo)率, W/(m·K);νl為液體運動黏度, m2/s; 修正潛熱用下式計算[24]：

h′fg=hfg(1+0.68Ja)

(9)

(10)

式中:Ja為雅各布數(shù)。

根據(jù)式(1)～式(10)聯(lián)立可計算得到冷凝基板內(nèi)表面溫度,而冷凝基板外表面溫度為

(11)

式(11)中:Lc為冷凝基板壁面厚度,m;kc為冷凝基板熱導(dǎo)率, W/(m·K);Ac為冷凝基板傳熱面積, m2。

假定環(huán)境溫度T∞為40 ℃,因而空氣定性溫度Tm的計算式為

(12)

冷凝板外表面安裝翅片以增大自然對流換熱面積,翅片的尺寸對散熱系統(tǒng)與環(huán)境之間的熱交換具有重要影響,因而需要對翅片尺寸進行優(yōu)化計算,從而得到最佳尺寸參數(shù)。要計算冷凝板的對流換熱速率,需要先計算冷凝板表面的自然對流換熱系數(shù)。而在計算之前需要先判斷自然對流邊界層為層流還是湍流,自然對流邊界層中的過渡與流體中的浮力與黏性力的相對大小有關(guān),習(xí)慣上用瑞利數(shù)表示過渡發(fā)生的條件,臨界瑞利數(shù)為[24]

(13)

式(13)中：β為熱膨脹系數(shù)，1/K；α為熱擴散系數(shù)，m2/s。

因此可以計算冷凝板在最大尺寸下的瑞利數(shù)[24]：

(14)

式(14)中:Grc,s為格拉曉夫數(shù);νa為空氣運動黏度, m2/s;αa為空氣熱擴散系數(shù), m2/s;Lc,s為冷凝基板長度, m;β[24]為

(15)

多個翅片與基板組合的冷凝板,每兩個翅片與基板形成一個類似槽道的結(jié)構(gòu),對于此結(jié)構(gòu)表面的對流換熱系數(shù)計算,歐倫巴斯得到了以下的半經(jīng)驗關(guān)系式[24]：

(16)

式(16)中:Sf為翅片間距, m;Lf為翅片長度, m; 平均努塞爾數(shù)和瑞利數(shù)的定義分別為[24]

(17)

(18)

式中:ka為空氣熱導(dǎo)率, W/(m·K)。

翅片表面溫度取翅片中間部分的溫度值，翅片效率[24]為

(19)

式(19)中:H為翅片高度, m;m[24]為

(20)

式(20)中:kf為翅片熱導(dǎo)率, W/(m·K);δ為翅片厚度, m。

因而計算翅片表面系數(shù)時所取溫度為

Tfin,m=T+ηf(Tfb-T)

(21)

式(21)中:Tfb為翅根處溫度, K。

冷凝板無肋表面對流換熱系數(shù)可根據(jù)垂直平板表面自然對流換熱公式計算[24]：

(22)

(23)

式中:Pra為空氣普朗特數(shù)。

圖2 翅片間距及厚度對散熱量的影響

根據(jù)式(11)～式(23)可以計算得出翅片間距對系統(tǒng)散熱量的影響如圖2所示。由圖2可以看出，翅片越厚,散熱量越大,這是因為翅片效率隨著厚度增加而增大；散熱量隨著翅片間距的增大先增大后減小,在相同空間下,隨著間距的增大,翅片個數(shù)會減小,因而存在一個最優(yōu)值,使得散熱量達到最大,由圖2可以看出翅片間距在15 mm時散熱量達到最大。

通過優(yōu)化計算設(shè)計散熱系統(tǒng),蒸發(fā)板為銅材質(zhì),內(nèi)部具有微槽道結(jié)構(gòu),可以增強工質(zhì)的相變劇烈程度從而加強換熱,同時蒸發(fā)板內(nèi)部有陣列分布的加強柱,可以增強蒸發(fā)板的結(jié)構(gòu)強度,減小工作時的形變量,其結(jié)構(gòu)如圖3所示。蒸發(fā)板尺寸為300 mm×200 mm×6.5 mm,壁厚2 mm,微槽道寬0.5 mm,深1.5 mm,槽道間距5 mm,加強柱直徑為3 mm,高度為1 mm。冷凝板為鋁材質(zhì),內(nèi)部具有30根平行流道,入口橫管為漸縮管,可以使得流量均勻分配到每根平行流道中,其結(jié)構(gòu)如圖4所示,冷凝板基板尺寸為2 200 mm×800 mm×10 mm,平行流道長2 010 mm,寬10 mm,深5 mm,基板表面安裝有根平行翅片,翅片長2 160 mm,高250 mm,厚1 mm。

圖3 蒸發(fā)板結(jié)構(gòu)示意圖

圖4 冷凝板結(jié)構(gòu)示意圖

通過系統(tǒng)最高溫度和系統(tǒng)傳熱熱阻等參數(shù)衡量系統(tǒng)散熱性能。蒸發(fā)板傳熱熱阻為

(24)

系統(tǒng)傳熱熱阻為

(25)

2 理論模型

對系統(tǒng)內(nèi)部的流動及傳熱行為進行模擬研究,圖1、圖3和圖4所示基板、翅片等為固體區(qū)域,內(nèi)部工質(zhì)為流體區(qū)域,為了減小計算量,只計算一塊蒸發(fā)板和一側(cè)冷凝板及翅片。系統(tǒng)工作時內(nèi)部工質(zhì)處于兩相狀態(tài),具有復(fù)雜的氣液兩相轉(zhuǎn)換過程,通過相界面發(fā)生質(zhì)能傳遞。流體體積分?jǐn)?shù)(volume of fluid, VOF)模型通過求解單獨的動量方程和處理穿過區(qū)域的每一流體的容積比來模擬兩種不能混合的流體,其中就包括了氣液界面的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)處理。選擇VOF模型對工質(zhì)的兩相行為進行模擬。

2.1 連續(xù)性方程

(26)

(27)

式中:Sv、Sl為質(zhì)量源的質(zhì)量傳遞；αl、αv分別為氣相和液相的體積組分,αv+αl=1,即氣液相的體積和為1。

2.2 動量方程

(28)

式(28)中:p為壓力, Pa;μ為動力黏度, Pa·s;ρ和μ取決于相的屬性及其所對應(yīng)的體積分?jǐn)?shù)。

2.3 能量方程

(29)

式(29)中:keff為有效熱導(dǎo)率, W/(m·K);Sh為能量源項, W/m3;T為溫度, K;E為模型內(nèi)部能量, J/kg, 可表示為

(30)

式(30)中:Ev和El分別可表示為

Ev=Cp,v(T-Tsat)

(31)

El=Cp,l(T-Tsat)

(32)

固體區(qū)域能量方程為

(33)

式中:h為顯焓,J/kg;k為固體導(dǎo)熱系數(shù), W/(m·K);q為熱流密度, W/m2。

2.4 相變模型

流道存在蒸發(fā)冷凝過程,結(jié)合流動過程中的氣液變化過程,相變模型方程[25]可表示為

(34)

(35)

(36)

(37)

式中:Sv和Sl為質(zhì)量源項, kg/(m3·s);r為反映相變換熱強度的因子, 1/s。

2.5 邊界條件

圖5 單個器件內(nèi)部熱源分布

熱源分布如圖5所示,定義蒸發(fā)板下表面為非均勻分布多熱源接觸面,系統(tǒng)每塊蒸發(fā)板上均勻分布6塊此器件,單個器件總功率為324.6 W時各部分熱源(P1～P12)功率及熱流密度如表1所示,在熱源加熱總功率變化時,各部分熱源功率也隨之變化。冷凝板基板表面以及翅片片表面和環(huán)境進行自然對流換熱,環(huán)境溫度為40 ℃,冷凝板外部不同表面自然對流換熱系數(shù)可根據(jù)式(11)～式(20)計算得到。初始狀態(tài)下,系統(tǒng)溫度為40 ℃,內(nèi)部工質(zhì)靜止且氣液分層處于飽和狀態(tài),系統(tǒng)內(nèi)部壓力為工質(zhì)處于40 ℃時的飽和壓力。

表1 單個器件內(nèi)部熱源功率及熱流密度

3 結(jié)果分析

對自然對流-相變耦合散熱系統(tǒng)進行模擬分析,工質(zhì)為R245fa,通過系統(tǒng)內(nèi)部工質(zhì)相變過程研究其傳熱機理,分析加熱功率、充液率對其散熱性能的影響。

圖6 蒸發(fā)板溫度云圖

圖6給出了系統(tǒng)在充液率為40%時,單個蒸發(fā)板在加熱功率為1 400、1 600、1 800 W工況下的溫度云圖。從圖6中可以看出,每塊蒸發(fā)板上加載6個相同模塊,每個模塊內(nèi)部具有不同熱流密度的單元。蒸發(fā)板左下角溫度最低,因為此處為蒸發(fā)板工質(zhì)入口,由溫度分布云圖可以看出蒸發(fā)板內(nèi)部工質(zhì)由左下角流入,右上角流出。與圖5相結(jié)合,可以看出P8、P9、P10處溫度最高,這是因為P8、P9、P10熱流密度較高。從表1可以看出,P1、P5、P6處熱流密度也很高,但是溫度要低于P10等熱源,這是因為P1、P5、P6處熱源更接近工質(zhì)入口處,與P10等熱源相比,與之進行熱交換的工質(zhì)溫度更低。圖6(a)、圖6(b)、圖6(c)顯示,加熱功率越大,蒸發(fā)板溫度越高。

圖7給出了單板加熱功率1 800 W、系統(tǒng)充液率40%時啟動階段蒸發(fā)板內(nèi)部兩相工質(zhì)的體積分布云圖,藍色表示僅存在液體工質(zhì)(體積分?jǐn)?shù)為0),紅色表示僅存在氣體工質(zhì)(體積分?jǐn)?shù)為1)。在初始階段,蒸發(fā)板內(nèi)部被液體工質(zhì)充滿,隨著熱量的輸入,內(nèi)部工質(zhì)開始發(fā)生相變,有氣體工質(zhì)生成。從云圖分布可以看出蒸發(fā)板內(nèi)部很快發(fā)生相變,這表明散熱系統(tǒng)啟動很迅速,這是因為蒸發(fā)板內(nèi)部具有微槽道結(jié)構(gòu),可以增強工質(zhì)與蒸發(fā)板之間的熱交換。隨著加熱的進行,液體工質(zhì)的連續(xù)蒸發(fā)導(dǎo)致液體體積分?jǐn)?shù)的減少和氣體體積分?jǐn)?shù)的增加。在液體蒸發(fā)的位置形成氣泡,并向蒸發(fā)板頂部及蒸發(fā)板出口處流動。

按照上述過程,蒸發(fā)板內(nèi)部產(chǎn)生的蒸汽在浮力作用下通過管路進入冷凝板進行冷凝,冷凝管路中兩相工質(zhì)體積分?jǐn)?shù)分布云圖如圖8所示,圖8中僅給出了截取的部分冷凝管路中的工質(zhì)體積分?jǐn)?shù)的分布情況。從5 s的云圖可以看出,氣體管路中已經(jīng)開始有冷凝現(xiàn)象出現(xiàn)。隨著冷凝過程的繼續(xù)進行,可以看出氣液界面發(fā)生很明顯的波動,這是因為流動進入的氣體工質(zhì)對氣液界面產(chǎn)生壓力,造成了界面的波動。由15 s的云圖可以看出,左側(cè)的管路氣液界面開始大幅下降,這表明有大量的氣體工質(zhì)開始進入冷凝板進行冷凝。在冷凝管路中冷凝后的液體工質(zhì)在重力作用下通過儲液器回流到蒸發(fā)板,從而完成一個循環(huán)。由圖7和圖8也可以證實系統(tǒng)內(nèi)部氣液相變循環(huán)過程的順利進行。此外,從圖7和圖8體積分布云圖中可以觀察到系統(tǒng)內(nèi)部出現(xiàn)了間歇沸騰的現(xiàn)象。

圖7 啟動階段蒸發(fā)板內(nèi)部兩相工質(zhì)體積分布

圖8 啟動階段冷凝板內(nèi)部兩相工質(zhì)體積分布

圖9給出了系統(tǒng)最高溫度隨充液率的變化情況,從圖9中可以清楚看出,不同加熱功率下系統(tǒng)最高溫度隨著充液率的變化趨勢一致,都是先減小后增大,這是因為充液率較低時系統(tǒng)內(nèi)部參與相變熱交換的工質(zhì)不夠,而充液率較大時,冷凝板內(nèi)部冷凝區(qū)面積大大減小,工質(zhì)不能與冷凝基板進行充分熱交換,從而導(dǎo)致回流到蒸發(fā)板的工質(zhì)溫度增高,系統(tǒng)最高溫度也隨之增大。在同樣充液率工況下,蒸發(fā)板加熱功率越高,系統(tǒng)最高溫度越大；系統(tǒng)充液率在40%時,系統(tǒng)最高溫度達到最小值,單板加熱功率分別為1 400、1 600、1 800 W時,系統(tǒng)最高溫度為340.18、345.25、350.24 K。

圖9 不同充液率下系統(tǒng)最高溫度

圖10 不同充液率下蒸發(fā)板平均溫度

系統(tǒng)蒸發(fā)板平均溫度隨充液率的變化情況如圖10所示。不同功率下的曲線變化趨勢也是一致的,隨著充液率的增加,蒸發(fā)板平均溫度先減小后增大。和系統(tǒng)最高溫度變化趨勢一樣,在充液率為40%時蒸發(fā)板平均溫度達到最小值,因為在此最佳充液率下,蒸發(fā)板吸收的熱量能夠更有效地被傳遞至冷凝板處。在不同充液率下,蒸發(fā)板平均溫度在加熱功率為3 600 W時是最大的。充液率為40%時,蒸發(fā)板平均溫度在單板加熱功率為1 400、1 600、1 800 W工況下分別為325.59、327.58、329.64 K。

圖11給出了蒸發(fā)板傳熱熱阻隨充液率變化情況,蒸發(fā)板傳熱熱阻由式(24)計算。不同功率下蒸發(fā)板傳熱熱阻呈現(xiàn)相同的變化趨勢,都是先減小后增大,曲線趨勢可以明顯地表示出蒸發(fā)板傳熱熱阻在充液率為40%時達到最小值。單板加熱功率分別為1 400、1 600、1 800 W時,蒸發(fā)板傳熱熱阻為1.03×10-2、1.11×10-2、1.19×10-2K/W,差別不大,這是因為蒸發(fā)板內(nèi)部具有微槽道結(jié)構(gòu),可以強化內(nèi)部換熱,從而減小了加熱功率對蒸發(fā)板傳熱熱阻的影響。

圖11 不同充液率下蒸發(fā)板傳熱熱阻

圖12 不同充液率下系統(tǒng)傳熱熱阻

圖12給出了系統(tǒng)傳熱熱阻在不同充液率下的變化情況,這也是衡量系統(tǒng)性能的重要參考之一。同樣的,在不同加熱功率下系統(tǒng)傳熱熱阻均在充液率為40%時達到了最小值,在充液率較低時,沒有足夠的工質(zhì)將熱量傳遞至冷凝板,而在充液率較高時,冷凝板內(nèi)部進行冷凝相變的區(qū)域大大減小,工質(zhì)不能與冷凝板進行充分的熱交換,因而系統(tǒng)傳熱熱阻隨著充液率的變化呈現(xiàn)了先減小后增大的趨勢。在單板加熱功率分別為1 400、1 600、1 800 W時,系統(tǒng)傳熱熱阻分別為1.5×10-4、7.13×10-4、1.39×10-3K/W。而從圖12中也可以看出，在相同充液率下,加熱功率越大,系統(tǒng)傳熱熱阻越大,從式(25)可以得知,隨著加熱功率的增大,蒸發(fā)板與冷凝板之間的平均溫度差增長幅度越來越大。

4 結(jié)論

設(shè)計了一種重力驅(qū)動的自然對流-相變耦合散熱系統(tǒng),使用R245fa作為工質(zhì),采用VOF模型模擬系統(tǒng)內(nèi)部兩相流動及傳熱過程,分析充液率及加熱功率對系統(tǒng)性能的影響,得到以下結(jié)論。

(1)對于大功率電力設(shè)備中的非均勻分布熱源,熱量能夠通過工質(zhì)相變從熱源處有效傳輸?shù)嚼淠?并通過冷凝基板及翅片釋放到周圍環(huán)境中,這表明該系統(tǒng)能夠?qū)ζ溥M行及時有效的散熱,因而研究成果可以為以后大功率電力設(shè)備散熱系統(tǒng)的設(shè)計提供參考。

(2)隨著充液率的增加,系統(tǒng)最高溫度、蒸發(fā)板平均溫度、蒸發(fā)板傳熱熱阻以及系統(tǒng)傳熱熱阻均呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢,系統(tǒng)存在著最佳充液率,在最佳充液率40%工況下,系統(tǒng)傳熱及散熱性能達到最佳。

(3)加熱功率同樣對系統(tǒng)傳熱及散熱性能產(chǎn)生重要的影響,加熱功率越大,系統(tǒng)最高溫度、蒸發(fā)板平均溫度以及系統(tǒng)傳熱熱阻也越大,而蒸發(fā)板內(nèi)部微槽道結(jié)構(gòu)的存在減小了加熱功率對蒸發(fā)板傳熱熱阻的影響。

(4)蒸發(fā)板和冷凝板內(nèi)部工質(zhì)能夠快速發(fā)生相變,這表明系統(tǒng)在熱量輸入后能夠迅速啟動,傳輸并釋放熱源處的廢熱。該系統(tǒng)內(nèi)部工質(zhì)流動可觀察到間歇沸騰的現(xiàn)象。