變溫?zé)嵩礋峁苁綗犭娭评淦鹘Y(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和性能分析

孟凡凱 陳趙軍 徐辰欣

(海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院，武漢 430033)

熱電制冷技術(shù)無(wú)需制冷工質(zhì)，通過(guò)半導(dǎo)體熱電材料內(nèi)部微觀粒子運(yùn)動(dòng)和能量遷移實(shí)現(xiàn)連續(xù)固態(tài)制冷[1-3]，由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、體積小、制冷迅速、環(huán)保等優(yōu)點(diǎn)，已成為最有前途的制冷技術(shù)之一[4].近年來(lái)隨著熱電材料性能的不斷提升，熱電制冷已經(jīng)廣泛用于軍事[5-6]、醫(yī)療[7]、家電[8-9]、電子設(shè)備散熱[10-11]、電池?zé)峁芾韀12-14]、人體熱防護(hù)[15-16]和膜蒸餾[17]等眾多領(lǐng)域.

關(guān)于熱電制冷的研究可分為2個(gè)主要方向[18]：一是關(guān)于半導(dǎo)體熱電材料性能的研究，包括預(yù)測(cè)、發(fā)現(xiàn)和制造更高優(yōu)值系數(shù)的熱電半導(dǎo)體材料[19]；二是從熱力學(xué)方面對(duì)基于現(xiàn)有熱電材料熱電制冷器的結(jié)構(gòu)和散熱方式進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化[20].熱力學(xué)方面對(duì)熱電制冷裝置的研究可分為基于非平衡熱力學(xué)的研究和將非平衡熱力學(xué)與有限時(shí)間熱力學(xué)相結(jié)合的研究[21].基于非平衡熱力學(xué)理論[22]的研究，假定熱電單元端面溫度等于熱源溫度，不考慮外部換熱器的影響，在熱電制冷模塊端面溫度給定的情況下對(duì)裝置進(jìn)行分析.基于有限時(shí)間熱力學(xué)理論[23]的研究充分考慮了冷、熱源與熱電制冷模塊之間傳熱的不可逆性，分析設(shè)計(jì)參數(shù)和運(yùn)行參數(shù)對(duì)裝置的功率、效率以及熱電制冷單元端面溫度變化的影響，是對(duì)非平衡熱力學(xué)的進(jìn)一步擴(kuò)展和補(bǔ)充，為熱電制冷器工作特性的探索提供了新思路.許多學(xué)者將非平衡熱力學(xué)與有限時(shí)間熱力學(xué)相結(jié)合用于熱電制冷裝置的研究[24-27]，取得了許多有價(jià)值的成果.

熱電制冷器常見(jiàn)的熱端散熱方式主要有空冷和水冷[28].有關(guān)空冷和水冷散熱的熱電制冷器的理論和實(shí)驗(yàn)研究，取得了許多有意義的研究成果[29-30].熱管是一種利用液體工質(zhì)相變進(jìn)行熱量傳遞的換熱元器件，它可以通過(guò)很小的截面面積將大量的熱量遠(yuǎn)距離傳輸而無(wú)需外加動(dòng)力，具有良好的等溫性、高效的導(dǎo)熱性能和體積小等優(yōu)勢(shì)[31].近年來(lái)越來(lái)越多的研究表明，在微型化和高熱流密度散熱方面，相比空冷和水冷散熱方式，將熱管用于熱電制冷器熱端散熱具有許多獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)[32-33].

目前關(guān)于熱電制冷的研究大多是在恒溫?zé)嵩聪逻M(jìn)行的，關(guān)于變溫?zé)嵩礋犭娭评淦鞯难芯枯^少.本文在文獻(xiàn)[34]的基礎(chǔ)上，將熱管用于熱電制冷器熱端散熱，基于有限時(shí)間熱力學(xué)理論，提出一種變溫?zé)嵩聪聼犭娎鋮s空氣通道結(jié)構(gòu)，考慮包括湯姆遜效應(yīng)在內(nèi)的各種熱電效應(yīng)，建立相應(yīng)的熱力學(xué)模型.通過(guò)建立一維熱阻網(wǎng)絡(luò)圖，采用制冷率密度分析方法研究沿程溫度變化和裝置的制冷性能，以期獲得輸入電流、模塊參數(shù)、管道厚度等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)裝置制冷性能的影響規(guī)律.

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與熱力學(xué)模型

本文設(shè)計(jì)的熱管式熱電制冷器裝置主要由熱電制冷模塊和換熱器2部分組成，裝置模型如圖1所示.圖中，P和N分別表示P型熱電單元和N型熱電單元.裝置熱端采用熱管散熱器，冷端采用直肋熱沉.裝置為邊長(zhǎng)d1的正方形管道式結(jié)構(gòu)，流體換熱通道截面如圖2所示.管道式通道長(zhǎng)度為L(zhǎng)f，管內(nèi)為被冷卻的空氣，管外為環(huán)境空氣.

圖1 熱管式熱電制冷裝置模型

圖2 流體換熱通道截面

基于有限時(shí)間熱力學(xué)理論，建立如圖3所示的變溫?zé)嵩茨Ｐ?裝置低溫?zé)嵩礊檠爻谭懦鰺崃康目諝?，溫度隨著管道長(zhǎng)度Lf變化，為變溫?zé)嵩?高溫?zé)嵩礊榄h(huán)境空氣，溫度不變，為恒溫?zé)嵩?環(huán)境空氣和管道內(nèi)空氣溫度分別為T1和T2(x)，其中x表示沿管道長(zhǎng)度Lf方向的變化量.考慮高低溫?zé)嵩磁c熱電模塊端面間的有限速率傳熱，熱電單元熱端和冷端溫度分別為Th(x)和Tc(x).出于電絕緣的要求，熱電單元側(cè)面不能相互接觸，因此熱電制冷模塊內(nèi)部存在空氣間隙，這會(huì)導(dǎo)致一部分熱量不經(jīng)過(guò)熱電偶臂而直接從空氣間隙流過(guò)(如圖1灰色箭頭所示).這部分熱流稱之為空氣間隙熱漏，記作Qg.考慮制冷模塊單元間的熱漏損失，故引入填充系數(shù)ξ(0<ξ≤1)，定義為

圖3 裝置變溫?zé)嵩茨Ｐ?/p>

(1)

式中，A、N和Acp分別為熱電單元橫截面積、熱電單元對(duì)數(shù)和制冷模塊端面面積.

高、低溫?zé)嵩次⒎艧崃髀史謩e為Q1和Q2，制冷模塊放、吸熱流率分別為Qh和Qc.換熱管道長(zhǎng)度和寬度分別為L(zhǎng)f和d1.高、低溫?zé)嵩纯諝赓|(zhì)量流率分別為G1和G2，空氣定壓比熱容為cp，工作電流為I.設(shè)低溫?zé)嵩纯諝膺M(jìn)口溫度為T2,in.

2 基本關(guān)系與模型求解

熱管沿徑向方向依次為管殼、管芯(或稱吸液芯)和蒸汽腔.沿軸向方向，根據(jù)功能的不同，熱管又可分為蒸發(fā)段(蒸發(fā)器)、絕熱段和冷凝段(冷凝器)3部分.熱管結(jié)構(gòu)如圖4所示，其中d0為熱管外徑，le、la、lc分別為蒸發(fā)段長(zhǎng)度、絕熱段長(zhǎng)度、冷凝段長(zhǎng)度，δg和δf分別為管壁和吸液芯厚度.本文采用普通常溫銅水熱管，即管殼材料為無(wú)氧銅，工質(zhì)為水，吸液芯材料為200目的紫銅絲網(wǎng).

(a)熱管軸截面

由于熱電制冷模塊熱端(管外)與冷端(管內(nèi))均為空氣與固體壁面的對(duì)流換熱，熱阻較大.為了增強(qiáng)換熱，裝置內(nèi)部采用熱沉換熱器強(qiáng)迫風(fēng)冷換熱方式，外部采用熱管換熱器和風(fēng)扇組合的換熱方式.假設(shè)熱電單元溫度分布均勻，將裝置的傳熱簡(jiǎn)化為一維傳熱.考慮到熱阻大小與裝置的結(jié)構(gòu)尺寸有關(guān)，為了反映裝置外部傳熱性能和將外部熱阻統(tǒng)一基準(zhǔn)，本文以熱電制冷模塊單位面積為基準(zhǔn)，采用折算面積熱阻法，裝置的一維傳熱熱阻網(wǎng)絡(luò)如圖5所示.圖中,冷端和熱端熱阻分別用r1和r2表示，其均由4部分熱阻組成，且各部分熱阻均為折算面積熱阻；rcp1、rc1、rex1和rcv1分別表示熱端陶瓷基板導(dǎo)熱熱阻、接觸熱阻、換熱器基板熱阻和換熱器對(duì)流熱阻，rcp2、rc2、rex2和rcv2分別表示冷端陶瓷基板導(dǎo)熱熱阻、接觸熱阻、換熱器基板熱阻和換熱器對(duì)流熱阻；rP、rN和rg分別表示P型、N型熱電單元的導(dǎo)熱熱阻和空氣間隙熱阻.

圖5 裝置熱阻網(wǎng)絡(luò)圖

陶瓷基板導(dǎo)熱熱阻rcp為

(2)

式中，δcp和λcp分別為陶瓷基板厚度和陶瓷的熱導(dǎo)率.

接觸熱阻rc為

(3)

式中，δc和λc分別為導(dǎo)熱硅脂的厚度和熱導(dǎo)率.

換熱器基板熱阻rex為

(4)

式中，δex和λex分別為換熱器基板厚度和熱導(dǎo)率.

熱電制冷器熱端的熱量主要是通過(guò)熱管蒸發(fā)段受熱將液態(tài)工質(zhì)蒸發(fā)變?yōu)檎羝?，然后蒸汽攜帶熱量在壓力差的作用下從蒸發(fā)段流向冷凝段，最后散發(fā)到環(huán)境中.忽略熱管的輻射傳熱熱阻與熱管蒸發(fā)段的對(duì)流傳熱熱阻，熱管換熱器對(duì)流傳熱熱阻Rcv1主要由蒸發(fā)段到冷凝段之間的10個(gè)熱阻組成[35]，即，蒸發(fā)段管壁徑向?qū)釤嶙鑂1、蒸發(fā)段吸液芯徑向傳熱熱阻R2、蒸發(fā)段液-氣相變熱阻R3、蒸汽軸向流動(dòng)熱阻R4、冷凝段氣-液相變熱阻R5、冷凝段吸液芯徑向?qū)釤嶙鑂6、冷凝段管壁徑向?qū)釤嶙鑂7、管壁軸向傳熱熱阻R8、吸液芯軸向傳熱熱阻R9和冷凝段肋片與空氣對(duì)流換熱熱阻R10.熱管等效熱阻一維網(wǎng)絡(luò)圖如圖6所示.

圖6 熱管等效熱阻網(wǎng)絡(luò)圖

各部分熱阻可由下式計(jì)算：

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

式中，l為熱管總長(zhǎng)度；λg和λf分別為管壁和吸液芯材料的導(dǎo)熱系數(shù)；γ、Ro、Tv、Pv、Q和ΔPv分別為工質(zhì)汽化潛熱、氣體常數(shù)、蒸汽溫度、蒸汽飽和壓力、傳熱量和熱管內(nèi)蒸汽相總壓降.

熱管換熱器肋片與空氣對(duì)流換熱熱阻計(jì)算式為

(14)

式(14)中，有效散熱面積Aeff1采用下式計(jì)算：

(15)

式中，N1為肋片數(shù)；Lf1為肋長(zhǎng)；H1為肋高；n為熱管根數(shù).

有效換熱系數(shù)heff1采用下式計(jì)算[36]：

(16)

式中，A1、A2和A0分別為無(wú)肋部分面積、肋片表面積和裸管表面積.

式(16)中，肋效率ηf采用下式計(jì)算[36]：

(17)

(18)

式中，λ為肋片材料的導(dǎo)熱系數(shù)；δ1為肋片厚度.

管外換熱系數(shù)h1計(jì)算采用如下經(jīng)驗(yàn)方程[36]：

(19)

式(19)適用條件為[36]

(20)

熱管等效對(duì)流傳熱熱阻為

(21)

折算為面積對(duì)流熱阻為

(22)

冷端采用常見(jiàn)的等截面直肋熱沉，面積對(duì)流換熱熱阻可表示為[37]

rcv2=

(23)

式中，δ2、ds2、H2、h2分別為熱沉的肋厚、肋間距、肋高和熱沉側(cè)空氣對(duì)流換熱系數(shù).

綜上，熱端和冷端熱阻可分別表示為

r1=rcp1+rc1+rex1+rcv1

(24)

r2=rc2+rcp2+rex2+rcv2

(25)

沿管內(nèi)空氣流動(dòng)方向取如圖3所示的微元體積，考慮包括湯姆遜效應(yīng)在內(nèi)的各種內(nèi)部效應(yīng)，根據(jù)傳熱學(xué)以及非平衡熱力學(xué)理論和有限時(shí)間熱力學(xué)理論，有

(26)

(27)

(28)

(29)

dQ2=-G2cpdT2(x)

(30)

式中，α、K、R和μ分別為塞貝克系數(shù)、總熱導(dǎo)率、總電阻和湯姆遜系數(shù).

空氣間隙熱漏為

(31)

式中，rg=L/kf，L為熱電單元長(zhǎng)度.

根據(jù)能量平衡方程，有

Q1=Qh-Qg

(32)

Q2=Qc-Qg

(33)

聯(lián)立式(26)～(33)，得到Th(x)、Tc(x)和T2(x)的微分方程為

(34)

(35)

(36)

溫度邊界條件為

T2(0)=T2,in

(37)

高低溫?zé)嵩纯諝馕鼰岷头艧崃髀史謩e為

(38)

Q2=G2cp[T2(0)-T2(Lf)]

(39)

裝置輸入功率和制冷系數(shù)分別為

P=Q1-Q2

(40)

(41)

式(34)～(37)屬于微分代數(shù)混合方程組初值問(wèn)題，可利用MATLAB優(yōu)化工具箱進(jìn)行求解.參數(shù)給定后，可求得Th(x)、Tc(x)和T2(x)沿程溫度變化，然后代入式(38)～(41)，即可得到裝置的制冷率密度、輸入功率和制冷系數(shù)隨各參數(shù)的變化關(guān)系.

3 影響參數(shù)分析

數(shù)值計(jì)算中，采用傳統(tǒng)熱電材料碲化鉍(Bi2Te3)，熱電模塊型號(hào)為TEC12706，尺寸大小為40 mm×40 mm×4 mm，由127個(gè)熱電單元組成.熱電單元截面積A=1.44 mm×1.44 mm，長(zhǎng)度L=2 mm，計(jì)算可得填充系數(shù)ξ=0.329.T取熱電偶熱端與冷端的平均溫度，考慮材料的變物性，采用熱電單元P型和N型臂的參數(shù)擬合公式為[38]

αP=-αN=10-9(22 224.0+930.6T-0.990 5T2)V/K

(42)

ρP=ρN=10-10(5 112.0+163.4T+0.627 9T2)Ω·m

(43)

KP=KN=10-4(62 605.0-277.7T+0.413 1T2)W/(m·K)

(44)

μP=-μN(yùn)=10-9(930.6T-1.981T2)V/K

(45)

式中，αP和αN分別表示P型和N型臂的塞貝克系數(shù)；ρP和ρN分別表示P型和N型臂的電導(dǎo)率；KP和KN分別表示P型和N型臂的熱導(dǎo)率；μP和μN(yùn)分別為P型和N型臂的湯姆遜系數(shù).

目前關(guān)于熱電制冷器的研究，大多以裝置的總制冷率為性能指標(biāo).由于裝置的制冷率與熱電制冷模塊總數(shù)有關(guān)，總制冷率的大小并不能反映裝置的設(shè)計(jì)水平和制冷性能的優(yōu)劣.因此，為了適用于不同規(guī)格型號(hào)的熱電制冷器，并反映熱電模塊單位面積下的制冷能力，本文采用制冷率密度分析方法，即以單位面積模塊的制冷率為性能指標(biāo).定義制冷率密度q2為

(46)

式中，Nmod和Amod分別為總模塊數(shù)和單個(gè)模塊面積.

空氣的比熱容為cp=1.005 J/(g·K)，管內(nèi)冷源空氣流速取為u2=5 m/s.取管道寬度d1=0.2 m，流道長(zhǎng)度Lf=2 m.

3.1 熱阻分析和沿程溫度變化規(guī)律

圖7給出了熱端和冷端每部分熱阻的分布圖，從左往右依次為陶瓷基板熱阻rcp、接觸熱阻rc、換熱器基板熱阻rex和換熱器對(duì)流換熱熱阻rcv.可見(jiàn)熱端和冷端最大熱阻均為對(duì)流換熱熱阻，因此換熱器的設(shè)計(jì)是影響熱電制冷器性能的重要因素，也是結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵環(huán)節(jié).此外，通過(guò)對(duì)比熱端和冷端對(duì)流換熱熱阻可知，熱管對(duì)流換熱熱阻明顯小于熱沉對(duì)流換熱熱阻，表明熱管散熱方式可有效減小外部傳熱熱阻，提升裝置性能.

圖7 熱端和冷端熱阻分布

圖8給出了電流I=2.5 A時(shí)，模塊熱端溫度Th、管內(nèi)低溫?zé)嵩礈囟萒2和模塊冷端溫度Tc與管道長(zhǎng)度Lf的關(guān)系.由圖可知，因?yàn)榄h(huán)境溫度保持不變，且熱管散熱性能較好，熱端熱流密度變化很小，從而熱端溫度Th幾乎保持不變.由于冷源空氣在流動(dòng)過(guò)程中釋放熱量，故管內(nèi)低溫?zé)嵩礈囟萒2和模塊冷端溫度Tc隨著管道長(zhǎng)度Lf的增加均減小.計(jì)算結(jié)果表明，對(duì)于管道寬度d1=0.2 m，管內(nèi)冷空氣流速u2=5 m/s，管道長(zhǎng)度Lf=2 m，入口溫度為290 K時(shí)，每米流程低溫?zé)嵩礈囟萒2降低約 14 K.

圖8 沿程溫度變化與管道長(zhǎng)度的關(guān)系

3.2 輸入電流的影響

圖9給出了不同冷空氣入口溫度下電流對(duì)裝置制冷性能的影響，圖9(a)和(b)分別表示制冷率密度q2和制冷系數(shù)ε與工作電流I的關(guān)系.由圖可知，裝置在同一工作電流下工作時(shí)，隨著入口溫度的降低，制冷率密度和制冷系數(shù)均減小.此外，在同一入口溫度下，制冷率密度和制冷系數(shù)都對(duì)電流存在極值，即都隨著電流的增大先增大后減小，但是二者的變化曲線完全不同.最大制冷率密度對(duì)應(yīng)的最佳工作電流Iq2大于最大制冷系數(shù)對(duì)應(yīng)的最佳工作電流Iε，這表明制冷率密度和制冷系數(shù)無(wú)法同時(shí)取得最大值，且對(duì)應(yīng)的最佳工作電流相差較大，裝置制冷能力和經(jīng)濟(jì)性能難以兼顧.當(dāng)入口溫度T2,in=290 K時(shí)，最大制冷系數(shù)εmax=1.11，對(duì)應(yīng)的最佳工作電流Iε=0.55 A；最大制冷率密度q2max=0.48 W/cm2，對(duì)應(yīng)的最佳工作電流Iq2=3.95 A，綜合考慮經(jīng)濟(jì)性能和制冷性能，最佳工作電流的選取應(yīng)介于0.55～3.95 A之間.在以下恒定電流運(yùn)行分析時(shí)，均取工作電流I=2.5 A.

(a)制冷率密度與電流的關(guān)系

圖10給出了考慮空氣間隙熱漏和不考慮間隙熱漏2種情況下，制冷率密度和制冷系數(shù)隨工作電流的變化關(guān)系.由圖可知，當(dāng)入口溫度T2,in=290 K時(shí)，相比于不考慮模塊間的空氣間隙熱漏的情形，考慮模塊間的空氣間隙熱漏能夠降低制冷率密度和制冷系數(shù)，但降低的幅度很小.不考慮空氣間隙熱漏時(shí)最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)分別為 0.50 W/cm2和1.17,考慮空氣間隙熱漏時(shí)最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)分別為0.48 W/cm2和1.11，分別降低了約4.00%和5.13%.

圖10 空氣間隙熱漏對(duì)裝置性能的影響

3.3 模塊結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響

熱電模塊的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)是影響熱電制冷器性能的重要因素之一.圖11給出了模塊結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)裝置制冷性能的影響，圖11(a)和(b)分別給出了不同入口溫度下制冷率密度q2和制冷系數(shù)ε與制冷模塊填充系數(shù)ξ的關(guān)系.由圖可知，在一定的入口溫度下，隨著填充系數(shù)的增大，制冷率密度和制冷系數(shù)均先增大后減小，存在極值.當(dāng)入口溫度T2,in分別為285、290和295 K時(shí)，最大制冷率密度q2max分別為0.38、0.43和0.49 W/cm2，與之對(duì)應(yīng)的最佳填充系數(shù)ξq2分別為0.44、0.45和0.47.由式(24)可知，熱流密度與填充系數(shù)成正比關(guān)系，隨著填充系數(shù)的增大，熱流密度增大，因此制冷率密度增大.熱流密度增大的同時(shí)熱端熱阻保持不變，從而導(dǎo)致熱端溫度升高，當(dāng)熱端與冷端之間的空氣間隙熱漏增大速度大于制冷率密度增加的速度時(shí)，冷端溫度會(huì)開始升高，因此制冷率密度開始下降.最大制冷系數(shù)εmax分別為0.82、0.99和1.20，與之對(duì)應(yīng)的最佳填充系數(shù)ξε分別為0.03、0.02和0.01.填充系數(shù)增大會(huì)使模塊熱阻減小，從而端面溫差減小，導(dǎo)致制冷系數(shù)減小.熱電制冷器熱電偶數(shù)目增多或者熱電單元截面積增大均會(huì)增大填充系數(shù).因此，在實(shí)際設(shè)計(jì)中要協(xié)調(diào)制冷性能和經(jīng)濟(jì)性能，合理選取填充系數(shù).要想獲得較好的制冷性能，應(yīng)該選取較大的填充系數(shù)；反之，要想獲得較大的制冷系數(shù)，應(yīng)該選取較小的填充系數(shù).

圖11(c)和(d)分別給出了不同入口溫度下制冷率密度q2和制冷系數(shù)ε與熱電單元長(zhǎng)度L的關(guān)系.由圖可知，一定入口溫度下，分別存在最佳的熱電單元長(zhǎng)度使得制冷率密度和制冷系數(shù)取得最大值.當(dāng)入口溫度分別為285、290和295 K時(shí)，最大制冷率密度q2max分別為0.42、0.46和0.49 W/cm2，對(duì)應(yīng)的最佳熱電單元長(zhǎng)度Lq2分別為3.11、3.05和3.01mm；最大制冷系數(shù)εmax分別為0.31、0.37和0.46，與之對(duì)應(yīng)的最佳熱電單元長(zhǎng)度Lε分別為1.31、1.01和0.71 mm.這表明隨著入口溫度的增加，最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)均增大，與最大制冷率密度對(duì)應(yīng)的最佳熱電單元長(zhǎng)度幾乎不變，與最大制冷系數(shù)對(duì)應(yīng)的最佳熱電單元長(zhǎng)度減小.

(a)制冷率密度與填充系數(shù)的關(guān)系

3.4 管道寬度的影響

冷空氣沿程溫度變化與管道寬度和冷空氣流速有較大關(guān)系，在實(shí)際應(yīng)用中需合理選取管道尺寸.圖12給出了不同冷空氣流速下管道寬度對(duì)裝置性能的影響，圖12(a)和(b)分別給出了不同空氣流速下制冷率密度q2和制冷系數(shù)ε與管道寬度d1的關(guān)系.由圖可知，當(dāng)流速一定時(shí)，制冷率密度和制冷系數(shù)隨著管道寬度的增大而增大.由式(39)可知，制冷率密度正比于質(zhì)量流率，并且質(zhì)量流率越大，溫度變化越小，故當(dāng)其他條件不變時(shí)，增大管道寬度能夠增大質(zhì)量流率，有利于提升制冷性能.當(dāng)管道結(jié)構(gòu)尺寸固定時(shí)，增大冷空氣流速也能夠增大制冷率密度和制冷系數(shù)，這是因?yàn)橐环矫嬖龃罅魉倌軌蛟龃罅髁?，另一方面增大冷空氣流速能夠增大換熱系數(shù)，減小冷端熱阻，有利于增強(qiáng)換熱.當(dāng)空氣流速小于5 m/s時(shí)，提高流速，制冷率密度和制冷系數(shù)明顯增大，裝置性能提升顯著；但是當(dāng)冷空氣流速大于5 m/s時(shí)，流速的提高對(duì)制冷率密度和制冷系數(shù)的影響較小.

(a)制冷率密度與管道寬度的關(guān)系

3.5 吸液芯厚度的影響

吸液芯毛細(xì)結(jié)構(gòu)是熱管的核心組成部分，其厚度能夠直接影響熱管的散熱性能.圖13給出了吸液芯厚度對(duì)裝置性能的影響，圖13(a)和(b)分別給出了不同入口溫度下裝置制冷率密度q2和制冷系數(shù)ε與吸液芯厚度δf的關(guān)系.由圖可知，裝置在一定的入口溫度下工作時(shí)，增大吸液芯厚度會(huì)降低制冷率密度和制冷系數(shù).當(dāng)吸液芯厚度小于2 mm時(shí)，吸液芯厚度對(duì)制冷率密度和制冷系數(shù)影響較小，當(dāng)厚度大于2 mm時(shí)，制冷率密度和制冷系數(shù)迅速降低，制冷性能惡化.這是因?yàn)楫?dāng)熱管其他幾何條件一定時(shí)，增大吸液芯厚度導(dǎo)致蒸汽流通空間變小，蒸汽流通受阻，換熱變?nèi)?，熱管散熱變差，熱端熱量不能及時(shí)排出，導(dǎo)致制冷性能惡化.

(a)制冷率密度與吸液芯厚度的關(guān)系

4 結(jié)論

1)當(dāng)管道寬度d1=0.2 m，管道長(zhǎng)度Lf=2 m，管內(nèi)冷空氣流速u2=5 m/s，入口溫度T2,in=290 K時(shí)，每米流程冷空氣溫度T2降低約14 K.相比于不考慮模塊間的空氣間隙熱漏的情形，相同工況下考慮模塊間的空氣間隙熱漏使得制冷率密度和制冷系數(shù)均降低，最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)分別為0.48 W/cm2和 1.11，最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)分別降低了約4.00%和5.13%.

2)綜合考慮經(jīng)濟(jì)性能和制冷性能，當(dāng)入口溫度為290 K時(shí)，最佳工作電流區(qū)間介于0.55～3.95 A之間.

3)同一入口溫度下，存在最佳的熱電單元長(zhǎng)度使得制冷率密度和制冷系數(shù)分別取得最大值.隨著入口溫度的增加，最大制冷率密度和最大制冷系數(shù)均增大.對(duì)應(yīng)最大制冷率密度的最佳熱電單元長(zhǎng)度基本不變，最大制冷系數(shù)的最佳熱電單元長(zhǎng)度減小.

4)當(dāng)空氣流速小于5 m/s時(shí)，提高流速，制冷率密度和制冷系數(shù)明顯增大，裝置性能提升顯著.但是當(dāng)空氣流速大于5 m/s時(shí)，流速的提高對(duì)制冷率密度和制冷系數(shù)的影響較小.

5)當(dāng)吸液芯厚度小于2 mm時(shí)，吸液芯厚度對(duì)制冷率密度和制冷系數(shù)影響較?。划?dāng)厚度大于2 mm時(shí)，制冷率密度和制冷系數(shù)迅速降低，制冷性能惡化.在實(shí)際設(shè)計(jì)中吸液芯厚度應(yīng)小于2 mm.