基于分布參數(shù)模型的微通道平行流環(huán)路熱管換熱性能研究

田植政 韓超靈 陳振乾

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院 南京 210096)

隨著互聯(lián)網(wǎng)的興起和數(shù)據(jù)中心規(guī)模的不斷擴(kuò)大，解決數(shù)據(jù)中心能耗過(guò)高的問(wèn)題迫在眉睫[1]。同時(shí)，新能源汽車(chē)的迅速推廣使充電樁密閉機(jī)柜散熱成為亟待解決的重要問(wèn)題[2]。目前，數(shù)據(jù)機(jī)房、密閉機(jī)柜等場(chǎng)所常用的散熱方式主要有強(qiáng)制風(fēng)冷、水冷和空調(diào)制冷等[3]。風(fēng)冷方式中，風(fēng)機(jī)與大氣直接連通，充電機(jī)組或數(shù)據(jù)運(yùn)行模塊會(huì)受到灰塵、濕氣等的干擾，影響其正常運(yùn)行；雖然空調(diào)具有較好的散熱效果，但能耗較高，不夠節(jié)能環(huán)保[4]。

微通道平行流環(huán)路熱管是一種利用溫差和重力驅(qū)動(dòng)實(shí)現(xiàn)熱量傳遞的散熱裝置，無(wú)需壓縮機(jī)和泵等動(dòng)力設(shè)備，散熱效果較好，且節(jié)能環(huán)保[5]。目前，針對(duì)微通道平行流環(huán)路熱管的研究主要集中于實(shí)驗(yàn)部分。王佩順等[6]實(shí)驗(yàn)研究了微通道分離式熱管散熱器在大功率密閉機(jī)柜環(huán)境下的散熱性能，結(jié)果表明，當(dāng)環(huán)境溫度為50 ℃、加熱功率為2 kW時(shí)，該散熱器能將機(jī)柜內(nèi)部溫度控制在70 ℃以?xún)?nèi)。張泉等[7-10]通過(guò)理論建模和實(shí)驗(yàn)分析了扁管尺寸、翅片結(jié)構(gòu)、充液率等因素對(duì)微通道分離式熱管散熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)微通道分離式熱管的最佳充液率范圍為80.2%～105.6%，且高度差和循環(huán)風(fēng)量也是熱管傳熱性能的重要影響因素。Ding Tao等[11]可視化研究了環(huán)路熱管的傳熱性能，發(fā)現(xiàn)在一定充液率下，蒸發(fā)器中的沸騰傳熱系數(shù)隨加熱功率的增加而增加。胡張保等[12]實(shí)驗(yàn)對(duì)比了分離式熱管系統(tǒng)中微通道換熱器和翅片管換熱器的性能差異，結(jié)果表明，相比于翅片管換熱器，使用微通道換熱器時(shí)工質(zhì)充注量減少51.9%，熱管系統(tǒng)質(zhì)量減少45%，系統(tǒng)EER(energy efficiency ratio)提高2.8%。

也有學(xué)者對(duì)微通道平行流環(huán)路熱管進(jìn)行了理論建模，但大部分都基于一維模型，或只局限于蒸發(fā)器或冷凝器。A. Saleem等[13]基于有限體積法，提出了干、濕工況下微通道換熱器空氣側(cè)的傳熱關(guān)聯(lián)式和壓降關(guān)聯(lián)式，同時(shí)指出選用合適的傳熱和壓降關(guān)聯(lián)式會(huì)對(duì)模擬結(jié)果的精確性產(chǎn)生影響。張泉等[7]以R22為工質(zhì)，建立了分離式微通道熱管的一維穩(wěn)態(tài)模型，并完成實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。Ling Li等[14-15]建立穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，研究了不同質(zhì)量流量和不同結(jié)構(gòu)下?lián)Q熱性能的變化，并對(duì)微通道分離式熱管系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)分析，確定系統(tǒng)的最佳充液率范圍。Xia Guanghui等[16-17]針對(duì)一維模型未考慮制冷劑分配不均的問(wèn)題，基于圖論建立了一種多排分離式熱管的分布參數(shù)模型，該模型可以預(yù)測(cè)制冷劑流量的不均勻分布以及多行微通道換熱器之間的氣流相互作用，經(jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，傳熱能力、熱管溫差、蒸發(fā)器和冷凝器出口空氣溫度的模擬值與實(shí)驗(yàn)值的偏差分別為4.6%、0.9 ℃、1.1 ℃和0.4 ℃。

目前關(guān)于微通道平行流環(huán)路熱管的模型大都基于一維模型，且忽略了內(nèi)部流量的不均勻分配，有部分學(xué)者使用CFD方法進(jìn)行研究[18-20]，但很少有涉及三維模型相關(guān)研究[21]。本文以R134a為工質(zhì)，基于分布參數(shù)模型，對(duì)微通道平行流環(huán)路熱管建立數(shù)值計(jì)算模型，使用Matlab編寫(xiě)程序進(jìn)行模擬計(jì)算，并搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)，驗(yàn)證模型準(zhǔn)確性。

1 模型建立

微通道平行流環(huán)路熱管系統(tǒng)如圖1所示，由微通道平行流蒸發(fā)器、冷凝器、上升管和下降管組成。蒸發(fā)器的進(jìn)、出口分別與下降管出口和上升管入口相連；冷凝器的進(jìn)、出口分別與上升管出口和下降管入口相連，蒸發(fā)器與冷凝器的結(jié)構(gòu)相同，結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖1 微通道平行流環(huán)路熱管系統(tǒng)Fig.1 Microchannel parallel flow loop heat pipe system

表1 微通道平行流換熱器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structural parameters of microchannel parallel flow heat exchanger

本文基于分布參數(shù)模型，將蒸發(fā)器、上升管、冷凝器和下降管在空間上進(jìn)行三維網(wǎng)格劃分，對(duì)每個(gè)節(jié)點(diǎn)給出控制方程的離散形式并求解[22]。

1.1 蒸發(fā)器模型

根據(jù)微通道平行流蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)形式，將微通道平行流環(huán)路熱管的蒸發(fā)器部分劃分為入口集管段、翅片扁管段和出口集管段。入口和出口集管根據(jù)每一段分支出口劃分成一個(gè)控制體，以方便描述各分支出口之間不同的制冷劑流動(dòng)狀態(tài)；對(duì)于翅片扁管段，將每根翅片扁管劃分為多個(gè)控制體，如圖2所示，以精確計(jì)算各部分的傳熱、壓降和制冷劑流量的變化。

圖2 微通道平行流換熱器結(jié)構(gòu)和控制體劃分示意圖Fig.2 Structure and control volumes of microchannel parallel flow heat exchanger

為簡(jiǎn)化模型，進(jìn)行如下假設(shè)：

1)忽略通過(guò)蒸發(fā)器翅片和扁管壁面之間的導(dǎo)熱及系統(tǒng)向周?chē)h(huán)境的熱泄漏；

2)制冷劑在各扁管內(nèi)部為均勻流；

3)穿過(guò)蒸發(fā)器和冷凝器的氣流方向是固定的；

4)忽略不凝性氣體及管內(nèi)外污垢熱阻的影響。

1.1.1 傳熱部分

計(jì)算控制體的換熱量時(shí)采用效能-傳熱單元數(shù)法(ε-NTU)，控制體換熱量計(jì)算式如下：

Qi=εCmin(Ta,in-Tr,in)

(1)

Cmin=min(macp,a,mrcp,r)

(2)

式中：Qi為傳熱量，kW；ε為能效[8];Ta,in為蒸發(fā)段進(jìn)口空氣溫度，℃；Tr,in為控制體入口制冷劑溫度，℃；ma、mr分別為空氣和制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s；cp,a和cp,r分別為空氣和制冷劑的比熱容，J/(kg·K)。

蒸發(fā)器中的傳熱分為制冷劑側(cè)傳熱和空氣側(cè)傳熱，對(duì)于微元控制體，制冷劑側(cè)的傳熱計(jì)算式如下：

ΔQe=me,r(he,ro-he,ri)=hrAr(Te,ro-Te,ri)

(3)

空氣側(cè)的控制體傳熱計(jì)算式：

ΔQa=haAa(Ta,out-Ta,in)

(4)

根據(jù)能量守恒定律：

ΔQe=ΔQa

(5)

式中：me,r為流經(jīng)扁管支路的質(zhì)量流量，kg/s；he,ro、he,ri分別為控制體中制冷劑的進(jìn)、出口焓值，J/kg；Te,ri、Te,ro、Ta,in、Ta,out分別為控制體中制冷劑的進(jìn)、出口溫度和蒸發(fā)器進(jìn)、出口空氣溫度，℃；hr、ha分別為制冷劑側(cè)和空氣測(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)。

當(dāng)蒸發(fā)器中的制冷劑處于不同相態(tài)時(shí)，需要采用不同的傳熱關(guān)聯(lián)式，如表2所示。

1.1.2 壓降部分

根據(jù)扁管數(shù)量，將制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)的流動(dòng)劃分為多個(gè)流動(dòng)支路。根據(jù)每條支路的壓力損失之和必須相同的原理來(lái)確定制冷劑在微通道平行流蒸發(fā)器中的質(zhì)量流量分布[27]。蒸發(fā)器中工質(zhì)流動(dòng)路徑和壓降示意如圖3所示。其中，mi,in、mi,out分別為第i支路對(duì)應(yīng)入口集管和出口集管中工質(zhì)的質(zhì)量流量；p為壓力，壓力下標(biāo)與式(11)相關(guān)聯(lián)。

根據(jù)微通道平行流環(huán)路熱管的物理結(jié)構(gòu)，第i個(gè)支路的總壓降可以表示為：

(6)

Δpe,1=…=Δpe,i=…=Δpe,N

(7)

(8)

式中：Δpi,in和Δpi,out分別為第i支路中入口集管和出口集管處的壓降，；Δpi,tube為第i支路翅片管壓降；Δpe,total為蒸發(fā)器處的總壓降。壓降單位均為Pa。

表2 微通道平行流環(huán)路熱管中的傳熱關(guān)聯(lián)式Tab.2 Heat transfer correlation in microchannel parallel flow loop heat pipe

圖3 蒸發(fā)器中工質(zhì)流動(dòng)路徑和壓降示意圖Fig.3 Fluid flow path and pressure drop in the evaporator

根據(jù)式(7)～式(9)，兩個(gè)相鄰流道的流體阻力方程可以簡(jiǎn)化為式(10)：

Δpi,tube+Δpi,in=Δpi-1,tube+Δpi-1,out

(9)

確定第i支路質(zhì)量流量的收斂準(zhǔn)則：

(10)

翅片扁管內(nèi)的壓降Δpi,tube包括集管和扁管交界處的突縮壓降、突擴(kuò)壓降和管內(nèi)流動(dòng)壓降。制冷劑在微通道換熱器扁管內(nèi)的流動(dòng)壓降主要由以下三部分組成[28]：

1)工質(zhì)因位能變化所產(chǎn)生的重力壓降；

2)工質(zhì)的動(dòng)能與壓力能之間的轉(zhuǎn)化而產(chǎn)生的加速壓降；

3)工質(zhì)在流動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的摩擦壓降。

由于加速壓降較小，故忽略不計(jì)。

(11)

Δpi,j=Δpg,i,j+Δpf,i,j

(12)

式中：Δpi,c、Δpi,e、Δpg,i,j、Δpf,i,j分別為第i支管的突縮壓降、突擴(kuò)壓降、重力壓降和摩擦壓降,Pa。當(dāng)蒸發(fā)器中的制冷劑處于不同相態(tài)時(shí)，需要采用不同的壓降關(guān)聯(lián)式，具體壓降關(guān)聯(lián)式如表3所示。

表3 微通道平行流環(huán)路熱管中的壓降關(guān)聯(lián)式Tab.3 Pressure drop correlation in microchannel parallel flow loop heat pipe

1.1.3 總質(zhì)量

根據(jù)質(zhì)量守恒定律，每個(gè)微元控制體中制冷劑的總質(zhì)量ΔMe(kg)計(jì)算如下：

ΔMe=0.5Ae,bianguanΔle(ρe,ri+ρe,ro)

(13)

式中：Ae,bianguan為單個(gè)微通道扁管的截面積之和，m2；Δle為單個(gè)微元控制體長(zhǎng)度，m；ρe,ri和ρe,ro分別為扁管內(nèi)工質(zhì)在微元控制體入口和出口處的密度，kg/m3。

蒸發(fā)器中的工質(zhì)總質(zhì)量Me(kg)：

Me=∑ΔMe

(14)

1.2 冷凝器模型

微通道平行流環(huán)路熱管的冷凝器與蒸發(fā)器的模型建立、傳熱壓降計(jì)算均較為類(lèi)似，其中，兩相區(qū)采用Webb[26]傳熱關(guān)聯(lián)式(表2)。

1.3 上升下降管模型

環(huán)路熱管中的上升管作為氣態(tài)工質(zhì)向上流動(dòng)的通道，連接蒸發(fā)器出口和冷凝器進(jìn)口。假設(shè)上升管中的制冷劑流動(dòng)是絕熱的，出入口制冷劑的焓值相等。上升管出入口的壓力損失由重力壓降和摩擦壓降組成：

has,in=has,out

(15)

Δpas,k=Δpg,as,k+Δpf,as,k

(16)

式中：has,in、has,out分別為上升管控制體中制冷劑的進(jìn)、出口焓值，J/kg；Δpas,k、Δpg,as,k和Δpf,as,k分別為上升管第k段微元控制體的總壓降、重力壓降和摩擦壓降，Pa；計(jì)算式與蒸發(fā)器中的計(jì)算式相同，如表3所示。上升管的制冷劑總質(zhì)量Mas(kg)：

ΔMas=0.5AasΔlas(ρa(bǔ)s,ri+ρa(bǔ)s,ro)

(17)

Mas=∑ΔMas

(18)

式中：Aas為上升管通道截面積，m2；Δlas為單個(gè)微元控制體長(zhǎng)度，m；ρa(bǔ)s,ri和ρa(bǔ)s,ro分別為上升管內(nèi)工質(zhì)在微元控制體入口和出口處的密度，kg/m3；ΔMas為扁管微元控制體中的制冷劑質(zhì)量，kg。

1.4 計(jì)算流程

為求解上述微通道平行流環(huán)路熱管系統(tǒng)模型，設(shè)計(jì)一種組合迭代算法，如圖4所示。

圖4 求解算法程序框圖Fig.4 Flow chart of the solution algorithm

輸入環(huán)路熱管的結(jié)構(gòu)尺寸、環(huán)境溫度、制冷劑類(lèi)型、蒸發(fā)段和冷凝段入口空氣溫度、風(fēng)量、初始充液量等參數(shù)，假設(shè)蒸發(fā)器入口焓值、壓力和初始質(zhì)量流量，通過(guò)三層迭代，使算法在誤差限內(nèi)收斂。該算法主要輸出微通道平行流環(huán)路熱管換熱量、壓降、制冷劑質(zhì)量分布以及組件的進(jìn)出口參數(shù)等。

微通道平行流蒸發(fā)器的求解算法步驟：首先假設(shè)蒸發(fā)器入口制冷劑狀態(tài)，包括焓值、壓力和質(zhì)量流量。假定蒸發(fā)器入口集管的質(zhì)量流量，和流經(jīng)每一支路扁管的質(zhì)量流量。根據(jù)壓降平衡準(zhǔn)則，對(duì)每一扁管支路的流量進(jìn)行調(diào)整，直至所有扁管支路壓力平衡。最后，重復(fù)計(jì)算各控制體的傳熱、壓降和制冷劑質(zhì)量，直至全部符合收斂準(zhǔn)則。

2 模型驗(yàn)證

2.1 驗(yàn)證方法

為驗(yàn)證模型準(zhǔn)確性，搭建微通道平行流環(huán)路熱管實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)環(huán)路熱管的傳熱性能進(jìn)行測(cè)試，將模擬數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。實(shí)驗(yàn)裝置如圖5所示。

圖5 環(huán)路熱管實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.5 Loop heat pipe experimental test system

實(shí)驗(yàn)臺(tái)由密閉機(jī)柜、環(huán)路熱管系統(tǒng)、風(fēng)機(jī)、模擬熱源、熱電偶、壓力傳感器等部件組成。實(shí)驗(yàn)測(cè)試裝置如圖5(a)所示。機(jī)柜內(nèi)部為密閉區(qū)域，外部區(qū)域由環(huán)路熱管冷凝器與外界環(huán)境相連；蒸發(fā)器和冷凝器均配有風(fēng)機(jī)用于提供強(qiáng)制氣流；使用可調(diào)壓電源連接PTC電加熱器用于模擬機(jī)柜熱源。

環(huán)路熱管的傳熱能力由蒸發(fā)器和冷凝器的平均傳熱能力得出，如式(19)所示；其中，蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱量由通過(guò)蒸發(fā)器和冷凝器前后的空氣焓差與質(zhì)量流量的乘積求得[30]。

Qave=0.5(Qe+Qc)

(19)

Qe=mea(hea,in-hea,out)

(20)

Qc=mca(hea,out-hea,in)

(21)

式中：Qave、Qe、Qc分別為環(huán)路熱管的平均傳熱量以及蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱量，kW；mea、mca分別為蒸發(fā)器和冷凝器側(cè)的空氣質(zhì)量流量，kg/s；hea,in、hca,in和hea,out、hca,out分別為蒸發(fā)器和冷凝器側(cè)的進(jìn)、出口空氣焓值，kJ/kg。

實(shí)驗(yàn)控制加熱功率為1.5 kW，環(huán)境溫度約為30 ℃，工質(zhì)為R134a，系統(tǒng)循環(huán)風(fēng)量為1 200 m3/h；定義充液率為常溫下未啟動(dòng)時(shí)蒸發(fā)器中的工質(zhì)體積與蒸發(fā)器容積之比：

(22)

式中：FR為環(huán)路熱管的充液率；M0為所充注制冷劑質(zhì)量，kg；ρl為制冷劑在25 ℃時(shí)的密度，kg/m3；Ve為蒸發(fā)器的體積，m3。

2.2 控制體數(shù)量對(duì)模型精度的影響

在劃分微元控制體時(shí)，微通道平行流換熱器進(jìn)出口集管部分按照扁管的數(shù)量劃分對(duì)應(yīng)的微元控制體，控制體數(shù)量會(huì)影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。以充液率為80%為例，劃分不同數(shù)量的扁管微元控制體并計(jì)算換熱量，得到控制體數(shù)量與換熱量的關(guān)系如圖6所示。

圖6 扁管微元控制體數(shù)量與換熱量的關(guān)系Fig.6 Relationship between quantity of micro element control volumes and heat transfer of flat tube

可以看出，當(dāng)微元控制體數(shù)量大于30時(shí)，計(jì)算得到的換熱量基本保持穩(wěn)定，誤差率保持在約2.5%，因此在計(jì)算過(guò)程中微元控制體數(shù)量應(yīng)不低于30。

2.3 模擬和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖7所示為換熱量、蒸發(fā)器進(jìn)口壓力、進(jìn)出口溫度模擬值和實(shí)驗(yàn)值隨充液率的變化。由圖7(a)可知，不同充液率條件下，換熱量模擬值與實(shí)驗(yàn)值變化趨勢(shì)基本一致，兩者偏差較小，誤差在0.3%～5.4%之間。其中，最佳充液率在80%～105.4%之間，對(duì)應(yīng)換熱量為1.27～1.36 kW。由于數(shù)學(xué)模型忽略了工質(zhì)通過(guò)扁管之間的熱傳導(dǎo)以及集管中產(chǎn)生的相變換熱，且在計(jì)算傳熱系數(shù)時(shí)采用的傳熱關(guān)聯(lián)式與實(shí)際過(guò)程本身存在一定的偏差，故本模型的計(jì)算中產(chǎn)生一定的偏差是合理的，在可接受的范圍內(nèi)。

圖7 模擬值和實(shí)驗(yàn)值對(duì)比Fig.7 Comparison between simulated and experimental values

由圖7(b)可知，隨著充液率的增大，蒸發(fā)器入口壓力呈線性趨勢(shì)增長(zhǎng)，總體誤差范圍在0.3%～4.6%之間，相對(duì)誤差較為合理。模型中的壓降計(jì)算產(chǎn)生誤差的原因主要是制冷劑和空氣的壓降關(guān)聯(lián)式存在一定的誤差。

由圖7(c)可知，在不同充液率下，出口空氣的模擬計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值在低充液率下誤差較小，在高充液率下誤差略大，其中蒸發(fā)器出口空氣溫度的誤差范圍在0.1%～4.4%之間，冷凝器出口空氣溫度的誤差范圍在0.2%～10.5%。出口空氣溫度產(chǎn)生偏差的原因主要是蒸發(fā)器和冷凝器的輸入氣流在模擬模型中是均勻的，而實(shí)際風(fēng)扇產(chǎn)生的氣流是不均勻的。

整體來(lái)看，模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果的偏差在一定的合理范圍之內(nèi)，說(shuō)明模型計(jì)算的結(jié)果較為準(zhǔn)確，所建立的微通道平行流環(huán)路熱管模型在工程應(yīng)用中是可靠的。

3 結(jié)果與討論

3.1 扁管內(nèi)部?jī)上酄顟B(tài)和溫度分布分析

模擬計(jì)算時(shí)，通過(guò)將蒸發(fā)器和冷凝器劃分成若干控制體，可以較為精確地描述扁管內(nèi)部各微元控制體的制冷劑工質(zhì)狀態(tài)。以蒸發(fā)器為例，繪制蒸發(fā)器1～15號(hào)扁管中制冷劑的干度狀態(tài)和溫度分布，分別如圖8和圖9所示。

圖8 不同充液率下蒸發(fā)器扁管內(nèi)部工質(zhì)兩相狀態(tài)Fig.8 Two-phase state of working fluid inside flat tube of evaporator under different filling ratio

由圖8和圖9可知，當(dāng)充液率為35.5%時(shí)，環(huán)路熱管系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定時(shí)，扁管入口處溫度約為35 ℃，為兩相狀態(tài)，隨后進(jìn)入單相氣態(tài)；當(dāng)充液率為80%時(shí)，工質(zhì)在扁管入口段有一小段單相液態(tài)區(qū)和兩相區(qū)，隨后進(jìn)入單相氣態(tài)區(qū)，兩相區(qū)的長(zhǎng)度比充液率為35.5%時(shí)的長(zhǎng)，單相氣態(tài)區(qū)長(zhǎng)度較短；當(dāng)充液率為111.5%時(shí)，入口段有一段單相液態(tài)區(qū)，隨后進(jìn)入兩相區(qū)，最后過(guò)渡到單相氣態(tài)區(qū)，其中單相氣態(tài)區(qū)約占管長(zhǎng)的1/2；充液率為119.5%時(shí)，扁管大部分區(qū)域處于單相液態(tài)區(qū)和兩相區(qū)，未進(jìn)入單相氣態(tài)區(qū)。

圖9 不同充液率下蒸發(fā)器扁管內(nèi)部工質(zhì)溫度分布Fig.9 Temperature distribution of working fluid inside flat tube of evaporator under different filling ratio

不同充液率下制冷劑在蒸發(fā)器扁管中的相態(tài)和工質(zhì)溫度反映了環(huán)路熱管系統(tǒng)的傳熱效果。當(dāng)充液率為35.5%的低充液率時(shí)，從冷凝器和下降管流入蒸發(fā)器的工質(zhì)處于氣液兩相流狀態(tài)，工質(zhì)吸熱后變?yōu)閱蜗鄽鈶B(tài)，且單相氣態(tài)區(qū)域較長(zhǎng)，工質(zhì)溫度變化較小，無(wú)法通過(guò)相變有效帶走更多熱量，蒸發(fā)器內(nèi)部容易干涸，因此環(huán)路熱管系統(tǒng)的傳熱效果較差。

當(dāng)充液率為80%～111.5%時(shí)，蒸發(fā)段從低到高分別處于單相液態(tài)區(qū)、兩相區(qū)、單相氣態(tài)區(qū)，一定區(qū)域的單相氣態(tài)區(qū)有助于工質(zhì)離開(kāi)蒸發(fā)段，便于環(huán)路熱管循環(huán)；同時(shí)兩相區(qū)有較高的傳熱系數(shù)，因此該充液范圍內(nèi)傳熱性能較好。

當(dāng)充液率為119.5%時(shí)，蒸發(fā)段內(nèi)大部分區(qū)域單相液態(tài)區(qū)，傳熱系數(shù)較低；靠近蒸發(fā)器出口段的兩相區(qū)部分干度為0.2～0.6，傳熱系數(shù)較高。該充液率下環(huán)路熱管系統(tǒng)的循環(huán)效果較差，阻礙環(huán)路熱管的傳熱效果。

3.2 充液率對(duì)換熱性能的影響

在蒸發(fā)器進(jìn)口溫度為70 ℃、室外溫度為30 ℃的條件下，對(duì)不同充液率下?lián)Q熱器傳熱系數(shù)隨扁管長(zhǎng)度的變化進(jìn)行模擬計(jì)算，如圖10所示。由圖10可知，充液率為35.5%時(shí)，沿工質(zhì)流動(dòng)方向，扁管處傳熱系數(shù)逐漸增大，隨后突變降低。當(dāng)制冷劑進(jìn)入蒸發(fā)器扁管流動(dòng)時(shí)，吸收熱量迅速進(jìn)入兩相狀態(tài)，傳熱系數(shù)快速升高；當(dāng)制冷劑全部進(jìn)入氣相狀態(tài)后，換熱過(guò)程變?yōu)闅庀囡@熱換熱，傳熱系數(shù)突變降低。

圖10 不同充液率下蒸發(fā)器傳熱系數(shù)隨管長(zhǎng)的變化Fig.10 Coefficient of heat transfer of the evaporator change with the tube length under different filling ratio

當(dāng)充液率為80%和111.5%時(shí)，蒸發(fā)器沿扁管的傳熱系數(shù)變化趨勢(shì)和充液率為35.5%時(shí)的變化趨勢(shì)類(lèi)似，只是工質(zhì)處于單相液態(tài)區(qū)域和兩相區(qū)的長(zhǎng)度更長(zhǎng)，處于單相氣態(tài)區(qū)的長(zhǎng)度更短。當(dāng)充液率為119.5%時(shí)，由于工質(zhì)總量超過(guò)蒸發(fā)器體積，扁管大部分區(qū)域處于單相液態(tài)，在扁管出口處才出現(xiàn)少量相變，因此傳熱系數(shù)有所上升；吸熱蒸發(fā)產(chǎn)生的氣態(tài)工質(zhì)密度較小，兩相工質(zhì)沿上升管共同進(jìn)入到冷凝器中。

冷凝器傳熱系數(shù)隨管長(zhǎng)的變化如圖11所示。在充液率為35.5%和80%時(shí)，冷凝器入口處工質(zhì)處于單相氣態(tài)，傳熱系數(shù)較低；當(dāng)進(jìn)入兩相區(qū)時(shí)，傳熱系數(shù)突變?cè)龃?；之后隨著液膜厚度逐漸增大，傳熱系數(shù)逐漸降低。

圖11 不同充液率下冷凝器傳熱系數(shù)隨管長(zhǎng)的變化Fig.11 Coefficient of heat transfer of the condensor change with the tube length under different filling ratio

當(dāng)充液率為111.5%時(shí)，工質(zhì)在冷凝器入口段處迅速進(jìn)入兩相狀態(tài)，之后的變化趨勢(shì)和充液率與80%時(shí)的趨勢(shì)相近；當(dāng)充液率為119.5%時(shí)，流經(jīng)蒸發(fā)器和上升管的兩相制冷劑進(jìn)入冷凝器入口放熱，傳熱系數(shù)較大約為1 000 W/(m2·K)，隨后工質(zhì)繼續(xù)放熱進(jìn)入單相液態(tài)區(qū)，傳熱系數(shù)逐漸減小，基本穩(wěn)定在330 W/(m2·K)。

3.3 高度差對(duì)換熱性能的影響

不同高度差下，系統(tǒng)換熱量隨充液率的變化如圖12所示。由圖12可知，換熱量隨蒸發(fā)器和冷凝器之間高度差的增大而增大。當(dāng)充液率小于80%時(shí)，高度差從0.4 m增至1.0 m，系統(tǒng)換熱量提升約2%，增加效果不顯著；充液率在80%～120%之間時(shí)，高度差從0.4 m增至1.0 m，系統(tǒng)換熱量提升約8.7%，換熱效果增幅相對(duì)較大。這是因?yàn)槲⑼ǖ榔叫辛鳝h(huán)路熱管由重力驅(qū)動(dòng)，循環(huán)壓頭主要由上升管和下降管的液位高度差和密度差的乘積決定，因此高度差越大，循環(huán)壓頭越大，系統(tǒng)理論換熱量也越大。當(dāng)充液率較大時(shí)，系統(tǒng)中的液體工質(zhì)較多，增大蒸發(fā)器和冷凝器之間的高度差，對(duì)液位差的提高影響更大，因此在高充液率情況下，高度差越大，對(duì)系統(tǒng)換熱效果的改善效果越好。

圖12 不同高度差下系統(tǒng)換熱量隨充液率的變化Fig.12 The amount of heat exchange change with the filling rate under different height differences

3.4 流量分配不均勻分析

以蒸發(fā)器為例，對(duì)各扁管的質(zhì)量流量進(jìn)行模擬計(jì)算。由表4可知，扁管位置越靠近蒸發(fā)器入口，工質(zhì)質(zhì)量流量越小。其中，入口處1號(hào)扁管質(zhì)量流量最小，隨著扁管逐漸遠(yuǎn)離蒸發(fā)器入口，質(zhì)量流量逐漸增大，但增幅較小。與入口扁管相比，后續(xù)扁管質(zhì)量流量增加了10.3%。原因是，制冷劑工質(zhì)從下降管進(jìn)入蒸發(fā)器進(jìn)口集管時(shí)，由于氣液相分配不均勻，集管進(jìn)口處的蒸氣比例較高，液體比例較低，遇到扁管突縮段氣態(tài)工質(zhì)容易堵塞，因此入口處1號(hào)扁管流路的質(zhì)量流量較低。同時(shí)，工質(zhì)在集管中隨著部分流體進(jìn)入微通道扁管，集管中的流速會(huì)逐漸降低，因此集管中流體的沿程壓降不斷減小，由于壓力平衡，進(jìn)入扁管的質(zhì)量流量將不斷增大。

表4 蒸發(fā)器扁管間制冷劑的流量分布Tab.4 Flow distribution of refrigerant between flat tubes of evaporator

4 結(jié)論

本文以微通道平行流環(huán)路熱管為研究對(duì)象，建立了三維分布參數(shù)模型，通過(guò)Matlab編程完成模型計(jì)算，并搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)完成模型驗(yàn)證。通過(guò)模型計(jì)算分析了充液率、高度差等因素對(duì)環(huán)路熱管系統(tǒng)換熱效果的影響，精確分析了各微元控制體的傳熱情況，得到如下結(jié)論：

1)控制體數(shù)量對(duì)計(jì)算模型精度影響較大，計(jì)算過(guò)程中，微元控制體數(shù)量應(yīng)不低于30。經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，微通道平行流環(huán)路熱管模型的計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)量結(jié)果較為吻合，換熱量、壓降和進(jìn)出口空氣溫度的最大相對(duì)誤差分別為4.7%、4.6%和10.5%，誤差范圍較為合理，滿足工程應(yīng)用要求。

2)不同充液率下，蒸發(fā)器和冷凝器扁管的各微元段傳熱系數(shù)變化趨勢(shì)不同。對(duì)蒸發(fā)器而言，在充液率為35.5%～111.5%的情況下，沿工質(zhì)流動(dòng)方向，蒸發(fā)器扁管處的傳熱系數(shù)逐漸增大，隨后因進(jìn)入單相氣態(tài)而突變降低。充液率為119.5%時(shí)，扁管大部分區(qū)域的工質(zhì)處于單相液態(tài)，僅在出口處一小段處于兩相傳熱區(qū)域，不存在單相氣態(tài)區(qū)，系統(tǒng)循環(huán)效果差，總體傳熱系數(shù)較小，傳熱效果較差。

3)蒸發(fā)器和冷凝器的高度差對(duì)環(huán)路熱管有一定的影響，換熱量隨高度差的增大而增大。當(dāng)充液率小于80%時(shí)，隨著高度差增大，系統(tǒng)換熱量增加效果不顯著，約增大2%；充液率在80%～120%之間時(shí)，系統(tǒng)換熱效果增加顯著，約增大8.7%。

4)蒸發(fā)器中各扁管之間的流量分布不均勻。扁管位置越靠近蒸發(fā)器的入口，制冷劑流量越小；遠(yuǎn)離入口的扁管中的制冷劑流量越大。與入口扁管相比，后續(xù)扁管質(zhì)量流量增加了10.3%。