通訊基站分離式熱管換熱器的傳熱性能實(shí)驗(yàn)研究

甘云華 廖月鵬 袁輝 劉鋒銘 李勇

（1.華南理工大學(xué) 電力學(xué)院，廣東 廣州 510640；2.廣西自貿(mào)區(qū)見(jiàn)炬科技有限公司，廣西 欽州 535000；3.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院，廣東 廣州 510640）

隨著5G技術(shù)的應(yīng)用和普及，通信基站機(jī)房?jī)?nèi)設(shè)備日益增多，機(jī)房?jī)?nèi)平均熱流密度日漸增大，據(jù)工信部統(tǒng)計(jì)，截至2021年11月底，我國(guó)基站數(shù)量超210萬(wàn)座，到2025年5G基站數(shù)量將達(dá)到800萬(wàn)座［1］。如何解決基站機(jī)房面臨的散熱能力不足和能源利用率低等問(wèn)題成為當(dāng)前研究的熱點(diǎn)。熱管作為一種高效的導(dǎo)熱元件，具有導(dǎo)熱系數(shù)大、均溫性能優(yōu)良和穩(wěn)定性高等特點(diǎn)，被廣泛運(yùn)用于電動(dòng)汽車(chē)領(lǐng)域［2-5］、數(shù)碼電子領(lǐng)域［6-7］、航空航天領(lǐng)域［8-9］和通訊基站及數(shù)據(jù)中心溫控領(lǐng)域［10-11］。因此，對(duì)于解決目前基站內(nèi)存在的溫控問(wèn)題，最經(jīng)濟(jì)有效的方式是利用熱管換熱器進(jìn)行溫控。

分離式熱管作為一種傳熱不受限于距離的熱管，可通過(guò)管路的布置進(jìn)行超遠(yuǎn)距離熱傳輸，具有廣闊的使用場(chǎng)景。通信基站機(jī)房?jī)?nèi)部通信設(shè)備繁多且擺放形式多樣，所以散熱系統(tǒng)擺放位置十分受限，由此，分離式熱管十分適用于該場(chǎng)景。分離式熱管的傳熱性能受許多因素影響，如流道結(jié)構(gòu)、高度差及工質(zhì)類(lèi)型等。目前國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者均對(duì)分離式熱管進(jìn)行了深入研究，嚴(yán)浩等［12］利用Matlab編制了動(dòng)力型分離式熱管換熱器的穩(wěn)態(tài)計(jì)算模型，能夠預(yù)測(cè)換熱量隨蒸發(fā)段進(jìn)風(fēng)溫度的變化。佟振等［13］研究了CO2分離式熱管系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心的應(yīng)用，發(fā)現(xiàn)CO2分離式熱管具有優(yōu)良的性能，能大大降低數(shù)據(jù)中心的溫控能耗。Zhang等［14］研究了微通道回路熱虹吸管換熱器在數(shù)據(jù)中心中的應(yīng)用，分析了影響換熱器性能的因素。劉玉清等［15］對(duì)重力型分離式熱管蒸發(fā)器壓降性能進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)壓降隨著角度的增加而持續(xù)減小。Yao等［16］進(jìn)行了自然循環(huán)下兩相虹吸回路蒸發(fā)器的影響實(shí)驗(yàn)，就工質(zhì)充液率對(duì)性能的影響進(jìn)行了深入的研究。Yue等［17］分析了不同接觸角下表面潤(rùn)濕性對(duì)微通道分離熱管蒸發(fā)器內(nèi)工質(zhì)熱特性和流動(dòng)特性的影響。Ding等［18］對(duì)分離熱管系統(tǒng)中沸騰傳熱和流動(dòng)特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并對(duì)分離式熱管系統(tǒng)沸騰換熱系數(shù)的不同經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行了比較分析。

郝長(zhǎng)生等［19］研究發(fā)現(xiàn)熱管散熱器可代替機(jī)房?jī)?nèi)空調(diào)的使用，并且大大降低基站內(nèi)的溫控能耗。Xia等［20］建立了微通道分離式熱管的準(zhǔn)三維分布式參數(shù)模型，能很好地預(yù)測(cè)微通道分離熱管在各種加熱功率下的熱性能。Wang等［21］對(duì)采用分離式熱管換熱器的數(shù)據(jù)中心進(jìn)行了能效分析研究，結(jié)果表明分離式熱管系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)節(jié)能。張泉等［22］分析了充液率對(duì)微通道分離式熱管換熱器性能的影響規(guī)律，為微通道分離式熱管的理論模型的建立提供了參考。楊春英等［23］通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)，分離式熱管供冷技術(shù)適宜在基站使用。目前的研究中，對(duì)通訊基站分離式熱管換熱器的使用研究較少，現(xiàn)有研究多是討論充液率和結(jié)構(gòu)對(duì)傳熱性能的影響以及分離式熱管換熱器的使用對(duì)基站節(jié)能效率的提升，對(duì)不同類(lèi)型工質(zhì)在相同和不同的熱流密度下的性能變化以及在不同類(lèi)型工質(zhì)下充液率的變化規(guī)律的研究較少。本研究對(duì)基站用分離式熱管換熱器的傳熱性能的影響因素進(jìn)行分析，探究了理論充液率和實(shí)際充液率間的差異及不同充液率下的換熱器性能變化規(guī)律，并探討了高、中溫工質(zhì)在一定工況下的性能變化以及蒸發(fā)段和冷凝段在不同散熱條件下對(duì)換熱器系統(tǒng)的影響規(guī)律。本研究的結(jié)果可為分離式熱管換熱器在通訊基站上的應(yīng)用提供一定的設(shè)計(jì)參考。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及數(shù)據(jù)處理方法

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

如圖1所示，換熱器蒸發(fā)器和冷凝器選用微通道口琴管、翅片、集液管和均壓管組成，參數(shù)見(jiàn)表1。與翅片管換熱器不同，微通道口琴管式換熱器由鋁合金制作而成，材料便宜，工質(zhì)充注量較小，換熱器整體較輕。

圖1 蒸發(fā)器（冷凝器）結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Sketch map of the evaporator （condenser）

表1 換熱器相關(guān)參數(shù)Table 1 Heat exchanger parameters

如圖2所示，換熱器系統(tǒng)由蒸發(fā)器、冷凝器、蒸汽上升管、液體下降管和室內(nèi)外風(fēng)機(jī)組成，系統(tǒng)工作原理為：蒸發(fā)器側(cè)風(fēng)機(jī)增強(qiáng)空氣流動(dòng)，使空間內(nèi)熱量流經(jīng)蒸發(fā)器，蒸發(fā)器內(nèi)部工質(zhì)吸熱氣化，氣態(tài)工質(zhì)沿著蒸汽上升管到達(dá)冷凝器，在冷凝器側(cè)風(fēng)機(jī)的強(qiáng)制對(duì)流下，氣態(tài)工質(zhì)迅速被冷卻液化，液態(tài)工質(zhì)沿液體下降管回到蒸發(fā)器，如此循環(huán)，完成室內(nèi)外的熱量傳遞過(guò)程。

圖2 系統(tǒng)示意圖Fig.2 System diagram

如圖3所示，分離式熱管換熱器實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要由換熱器風(fēng)機(jī)系統(tǒng)、工質(zhì)充注系統(tǒng)、加熱模塊和溫度采集系統(tǒng)組成。換熱器風(fēng)機(jī)系統(tǒng)由風(fēng)機(jī)和交流調(diào)壓電源組成，風(fēng)機(jī)功率區(qū)間為0～800 W；工質(zhì)充注系統(tǒng)由真空抽氣泵、壓力表、工質(zhì)儲(chǔ)液罐、電子秤和充注管道組成，充液方式為：打開(kāi)壓力表與換熱器連接閥口，開(kāi)啟真空抽氣泵對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行10 min的抽真空，隨后關(guān)閉真空抽氣泵并保壓30 min，確認(rèn)無(wú)泄露后開(kāi)啟儲(chǔ)液罐與換熱器連接閥口并進(jìn)行工質(zhì)的充注；加熱模塊為熱敏電阻（PTC）加熱系統(tǒng)，目前大多數(shù)基站機(jī)房?jī)?nèi)的發(fā)熱功率為4 kW左右，故實(shí)驗(yàn)固定加熱功率為4 kW；溫度采集系統(tǒng)由12個(gè)PT100熱電偶、金科4064多線(xiàn)路溫度采集器和電腦組成，采集器每秒采集1次數(shù)據(jù)，熱電偶的布置如下：測(cè)點(diǎn)1為冷凝器進(jìn)風(fēng)側(cè)溫度（室外環(huán)境溫度），測(cè)點(diǎn)2為冷凝器出風(fēng)側(cè)溫度，測(cè)點(diǎn)3為蒸發(fā)器側(cè)蒸汽出口溫度，測(cè)點(diǎn)4為蒸發(fā)器側(cè)液體進(jìn)口溫度，測(cè)點(diǎn)5為蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)側(cè)溫度，測(cè)點(diǎn)6為蒸發(fā)器出風(fēng)側(cè)溫度，測(cè)點(diǎn)7為加熱模塊側(cè)溫度，測(cè)點(diǎn)8-12為空間內(nèi)溫度。蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)部充注工質(zhì)后進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，將蒸發(fā)器和冷凝器的高度差保持在1.5 m不變，蒸汽上升管和液體下降管的外徑為19.05 mm，壁厚為1 mm，長(zhǎng)度分別為2.45 m和2.61 m。

圖3 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.3 Experiment system

實(shí)驗(yàn)過(guò)程為：實(shí)驗(yàn)臺(tái)搭建完畢后根據(jù)實(shí)驗(yàn)需要進(jìn)行工質(zhì)的充注，隨后啟動(dòng)加熱模塊以及室內(nèi)外風(fēng)機(jī)，加熱模塊產(chǎn)生熱量傳遞至空間內(nèi)，熱量在室內(nèi)風(fēng)機(jī)的強(qiáng)制對(duì)流下流經(jīng)蒸發(fā)器并與室外環(huán)境進(jìn)行熱交換，實(shí)驗(yàn)過(guò)程中利用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)實(shí)時(shí)檢測(cè)與記錄各測(cè)點(diǎn)的溫度數(shù)據(jù)，當(dāng)各測(cè)點(diǎn)溫度在30 s內(nèi)變化不超過(guò)0.1 ℃時(shí)，認(rèn)定系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。

1.2 數(shù)據(jù)處理方法

本實(shí)驗(yàn)熱管換熱器的充液率η定義為：在20 ℃下充注的液態(tài)工質(zhì)的體積與換熱器整體內(nèi)容積之比，其計(jì)算如式（1）所示：

式中，Vin、Val分別為充注的工質(zhì)體積和換熱器整體內(nèi)容積，m3。

定義室內(nèi)外溫差ΔTio為蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度與室外溫度的差值，氣液管的溫差ΔTvl為蒸發(fā)器蒸汽進(jìn)口處的溫度與蒸發(fā)器液體進(jìn)口處溫度的差值，計(jì)算式見(jiàn)（2）和（3）。由于實(shí)驗(yàn)過(guò)程中加熱功率Q恒定，因此，溫差越低時(shí)，換熱器熱阻越小。為了數(shù)據(jù)的直觀(guān)對(duì)比，本研究將室內(nèi)外溫差ΔTio作為評(píng)判換熱器性能優(yōu)劣的一個(gè)重要參數(shù)，它能夠直觀(guān)反映出換熱器是否有優(yōu)良的傳熱性能；除此之外，氣液管的溫差ΔTvl也作為一個(gè)重要的參數(shù)，其能反映換熱器能否處于正常工作狀態(tài)。

式中：T1、T3、T4、T5分別為室外環(huán)境溫度、蒸發(fā)器側(cè)蒸汽出口溫度、蒸發(fā)器側(cè)液體進(jìn)口溫度和蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度，℃。

對(duì)同一分離式熱管換熱器，其換熱能力大小取決于傳熱過(guò)程的總熱阻，故用當(dāng)量換熱系數(shù)表征其換熱能力，其值為換熱器總熱阻的倒數(shù)，計(jì)算式見(jiàn)式（4）：

式中：K為當(dāng)量換熱系數(shù)，W/℃；Q為加熱功率，W。

溫差ΔT、風(fēng)機(jī)功率P和充液率η的不確定度由Moffat［24］的方法進(jìn)行分析：

式中，X和xi分別代表因變量和第i個(gè)自變量，溫差ΔT的誤差主要來(lái)自于溫度采集器和熱電偶，風(fēng)機(jī)功率P的誤差主要來(lái)自于交流調(diào)壓電源，充液率的誤差來(lái)自于電子秤。其中，金科4064多線(xiàn)路溫度采集器、PT100熱電偶、STG1000W交流調(diào)壓電源和電子秤的精度分別為±0.5 ℃、±0.15 ℃、±0.67%和±0.33%。

通過(guò)計(jì)算，溫差ΔT的最大誤差值為0.52 ℃，風(fēng)機(jī)功率P的最大誤差值為5.36 W，充液率η的最大誤差值為0.33%。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 充液率的計(jì)算及其對(duì)換熱器傳熱性能的影響

理論最小工質(zhì)充液率計(jì)算如下：

式中：Mt為理論最小工質(zhì)充注量，kg；ρ20為20 ℃下工質(zhì)的密度，kg/m3；Val為換熱器整體內(nèi)容積，m3。

理論最小工質(zhì)充注量Mt為［25］

式中：Me、Mc、Ms、Mx分別為蒸發(fā)段中的液量與蒸汽量之和、冷凝段中的液量與蒸汽量之和、上升管中的蒸汽量和下降管內(nèi)的液體量，kg。

蒸發(fā)段蒸汽量和液量之和為［26］

式中：l為長(zhǎng)度，m；Ae為蒸發(fā)段截面積，m2；v為蒸發(fā)段內(nèi)工質(zhì)比體積，m3/kg；Le為蒸發(fā)段長(zhǎng)，m。

由于蒸發(fā)段內(nèi)汽液兩相流的比重較小，且汽液共存的距離較短，所以當(dāng)充液率最小時(shí)滿(mǎn)足：從汽液共存態(tài)開(kāi)始到全轉(zhuǎn)化為氣態(tài)，含汽率均勻增加。所以，式（8）進(jìn)行修正后得到式（9）：

同理，對(duì)冷凝段，充液率最小時(shí)也應(yīng)滿(mǎn)足：從汽液共存開(kāi)始到全轉(zhuǎn)化為液態(tài)，含汽率均勻減小。故冷凝段蒸汽量和液量為

式（9）和（10）中：Ae、Ac分別為蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)流道截面積，m2；ρv、ρl分別為蒸汽密度和液體密度，kg/m3；εi為第i個(gè)截面的含汽率，%。

上升管中蒸汽量為

下降管中液量為

式（11）和（12）中：As、Ax分別為上升管和下降管截面積，m2；Ls、Lx分別為上升管和下降段長(zhǎng)度，m。

通過(guò)以上各式算出理論最小工質(zhì)充液率ηt為25.89%。

選取工質(zhì)R134a進(jìn)行換熱器的充液率實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，當(dāng)換熱器的充液率增大到27.12%時(shí)，換熱器恰好正常工作，其溫差小于6 ℃，此時(shí)的充液率為實(shí)際最小充液率ηr。最小充液率的實(shí)驗(yàn)值和理論值的誤差為δ：

計(jì)算得出，δ為4.74%，小于5%，由于儀器影響導(dǎo)致的誤差值為0.33%，由此可知，實(shí)驗(yàn)值和理論值的差距很小，二者吻合較好。

圖4示出了室內(nèi)外溫差ΔTio、氣液管溫差ΔTvl和當(dāng)量換熱系數(shù)K隨充液率的變化趨勢(shì)。如圖4所示，室內(nèi)外溫差隨著充液率的增大而先減小后增大。充液率低于22.6%時(shí)，換熱器傳熱性能差，這是因?yàn)槌湟郝瘦^低時(shí)，蒸發(fā)器處于燒干狀態(tài)，液體回流不夠?qū)е聯(lián)Q熱器內(nèi)無(wú)法形成完整的氣液循環(huán)，散熱以氣態(tài)工質(zhì)的顯熱交換為主。而當(dāng)充液率大于22.6%時(shí)，室內(nèi)外溫差迅速降低，當(dāng)量換熱系數(shù)增大，換熱性能逐漸增強(qiáng)，散熱以相變換熱為主，并在31.6%充液率時(shí)達(dá)到最佳換熱性能，此時(shí)當(dāng)量換熱系數(shù)為909 W/℃。在充液率為27.1%～47.9%區(qū)間內(nèi)換熱器性能十分優(yōu)良，能使室內(nèi)外溫差ΔTio維持在5 ℃內(nèi)。當(dāng)充液率高于47.9%時(shí)，隨著充液率增大，換熱器性能逐漸降低，使得蒸發(fā)器內(nèi)部的液態(tài)工質(zhì)過(guò)多從而不能及時(shí)參與相變循環(huán)，換熱面積減小，導(dǎo)致?lián)Q熱性能下降。再者，當(dāng)工質(zhì)過(guò)多時(shí)，經(jīng)過(guò)蒸汽管道的工質(zhì)就由氣態(tài)工質(zhì)變成了汽液混合工質(zhì)，隨著工質(zhì)的進(jìn)一步增多，還會(huì)出現(xiàn)工質(zhì)液滴進(jìn)入冷凝器中，此時(shí)就會(huì)在管壁形成液膜，在冷凝器內(nèi)部表面增加了換熱熱阻，使得冷凝段蒸汽凝結(jié)的熱量需要穿過(guò)液膜后才能傳到外界環(huán)境中，導(dǎo)致傳熱惡化。由理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，此換熱器達(dá)到換熱要求的最小充液率為22.6%，而充液率為27.1%～47.9%時(shí)，換熱器性能基本一致并達(dá)到最佳。

圖4 溫差及當(dāng)量換熱系數(shù)隨充液率的變化Fig.4 Changes of temperature difference and equivalent heat transfer coefficient with filling ratios

如圖4所示，氣液管溫差ΔTvl的變化趨勢(shì)與室內(nèi)外溫差ΔTio的變化趨勢(shì)基本一致，在室內(nèi)外溫差低于5 ℃時(shí)，氣液管的溫差小1 ℃，此時(shí)換熱器處于優(yōu)良充液率范圍。由此，本文將室內(nèi)外溫差低于5 ℃時(shí)的狀態(tài)定義為換熱器性能優(yōu)良，氣液管的溫差低于1 ℃時(shí)代表?yè)Q熱器處于正常工作狀態(tài)。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)涉及的充液率范圍，以相同的充液率增量選取18.1%、45.2%、72.3%的充液率工況，以分析低、中、高充液率對(duì)換熱器的影響。圖5示出了3種選定工況下系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)利用FLIR T865紅外熱像儀拍攝的蒸發(fā)器表面溫度分布。如圖5所示，當(dāng)充液率低時(shí)，蒸發(fā)器表面溫度高，內(nèi)部工質(zhì)以過(guò)熱蒸汽形式存在，無(wú)相變換熱過(guò)程。當(dāng)充液率達(dá)到最佳充液率區(qū)間時(shí)，換熱器表面溫度分布均勻，工質(zhì)處于完整的相變循環(huán)狀態(tài)，此時(shí)換熱以相變換熱為主。當(dāng)充液率過(guò)大時(shí)，蒸發(fā)器表面溫度分布不均，部分工質(zhì)未能參與相變，工質(zhì)不均勻地聚集在集液管以及口琴管中，此時(shí)相變區(qū)域減小，導(dǎo)致?lián)Q熱能力下降。

圖5 不同充液率下蒸發(fā)器的表面溫度Fig.5 Temperature of evaporator surface at different filling ratios

2.2 不同類(lèi)型工質(zhì)對(duì)換熱器傳熱性能的影響

本研究分別選用了2種高溫（沸點(diǎn)高于0 ℃）和2種中溫工質(zhì)（沸點(diǎn)高于-60 ℃且低于0 ℃）對(duì)換熱器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，高溫工質(zhì)為R245fa和HP-1，中溫工質(zhì)為R134a和R410a，4種工質(zhì)的物性參數(shù)如表2所示，可以看出工質(zhì)的沸點(diǎn)越低其壓力越高。

表2 實(shí)驗(yàn)工質(zhì)及其物性參數(shù)Table 2 Experimental working fluids and physical parameters

在相同的實(shí)驗(yàn)條件下對(duì)分別充注了4種工質(zhì)的換熱器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，充液率為45.2%，圖6示出了室內(nèi)外溫差ΔTio和當(dāng)量換熱系數(shù)K隨充液率改變的變化趨勢(shì)，圖7示出了氣液管溫差隨充液率改變的變化趨勢(shì)。如圖6所示，該分離式換熱器在使用中溫工質(zhì)R410a和R134a時(shí)具有良好的換熱性能，在最佳充液率下當(dāng)量換熱系數(shù)高于800 W/℃，并能使室內(nèi)外溫差維持在5 ℃內(nèi)。工質(zhì)沸點(diǎn)越低，其最佳充液率范圍越大，工質(zhì)R410a的最優(yōu)充液率范圍比沸點(diǎn)較高的工質(zhì)R134a的最佳充液率范圍大，R410a的最佳充液率范圍為31.6%～58.7%，R134a的為27.1%～47.9%。使用高溫工質(zhì)R245fa和HP-1時(shí)，盡管充液率改變，室內(nèi)外溫差和氣液管溫差一直很大，當(dāng)量換熱系數(shù)小于400 W/℃，其傳熱性能不佳。

圖6 不同工質(zhì)下室內(nèi)外溫差及當(dāng)量換熱系數(shù)隨充液率的變化Fig.6 Changes of indoor and outdoor temperature difference and equivalent heat transfer coefficient at different filling ratio with different working fluids

圖7 不同工質(zhì)下氣液管溫差隨充液率的變化Fig.7 Changes of the temperature difference between the steam pipe and the liquid pipe at difference filling ratios with different working fluids

圖8示出了在36.2%充液率下使用4種工質(zhì)時(shí)換熱器的啟動(dòng)曲線(xiàn)。由于當(dāng)換熱器工作達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)氣液管溫差幾乎不變，故本研究以氣液管溫差作為判斷換熱器啟動(dòng)特性的依據(jù)。實(shí)驗(yàn)中，加熱模塊均先開(kāi)啟200 s，隨后開(kāi)啟室內(nèi)外風(fēng)機(jī)。如圖8所示，使用工質(zhì)R410a、R134a、R245fa和HP-1的換熱器分別在時(shí)間t為330、350、400和450 s左右達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，由此可見(jiàn)，工質(zhì)沸點(diǎn)越低，換熱器越快達(dá)到穩(wěn)定工作狀態(tài)，散熱的響應(yīng)速度越快，且其降溫速率也越快。在未開(kāi)啟風(fēng)機(jī)進(jìn)行無(wú)源散熱時(shí)，沸點(diǎn)低的工質(zhì)能更快地進(jìn)行換熱，溫升速率相對(duì)沸點(diǎn)高的工質(zhì)小。

圖8 充液率36.2%時(shí)不同工質(zhì)下?lián)Q熱器的啟動(dòng)曲線(xiàn)Fig.8 Startings curves using different working fluids at filling ratio of 36.2%

圖9為45.2%充液率下使用4種工質(zhì)時(shí)蒸發(fā)器表面溫度照片。如圖9（b）所示，在使用工質(zhì)R410a時(shí)，蒸發(fā)器表面溫度分布最為均勻且溫度低，集液管及口琴管處無(wú)明顯積液現(xiàn)象，相變區(qū)域大，散熱以氣液相變傳熱為主，R134a次之。如圖9（d）所示，使用沸點(diǎn)最高的工質(zhì)HP-1時(shí)，換熱器表面溫度均很高，集液管及口琴管處積液明顯，且無(wú)明顯的相變區(qū)域存在，傳熱以液態(tài)工質(zhì)的顯熱傳熱為主。

圖9 充液率為45.2%時(shí)不同工質(zhì)下蒸發(fā)器的表面溫度Fig.9 Temperature of evaporator surface at filling ratio of 45.2% with different working fluids

2.3 不同室內(nèi)、外風(fēng)機(jī)功率下?lián)Q熱器的傳熱性能

風(fēng)機(jī)功率P同樣會(huì)影響換熱器性能，在使用工質(zhì)R134a且其充液率為45.2%時(shí)，進(jìn)行了兩組分別為當(dāng)外風(fēng)機(jī)功率不變（800 W）的情況下改變內(nèi)風(fēng)機(jī)功率，以及在保證內(nèi)風(fēng)機(jī)功率不變（800 W）的情況下改變外風(fēng)機(jī)功率的實(shí)驗(yàn)，其他條件均保持不變。

圖10示出了室內(nèi)外溫差ΔTio和當(dāng)量換熱系數(shù)K隨內(nèi)、外風(fēng)機(jī)功率變化曲線(xiàn)。可以看出，在外風(fēng)機(jī)功率不變的情況下增大內(nèi)風(fēng)機(jī)功率能夠使得室內(nèi)外溫差顯著減小、當(dāng)量換熱系數(shù)顯著增大，由功率200 W時(shí)的9.9 ℃溫差變?yōu)楣β?00 W時(shí)的4.7 ℃溫差。但是隨著內(nèi)風(fēng)機(jī)功率的繼續(xù)增大，室內(nèi)外溫差減小的幅度降低，由功率從200 W增大到250 W時(shí)的溫差降低1.3 ℃，變?yōu)楣β蕪?50 W增大到800 W時(shí)的溫差僅降低0.2 ℃。在內(nèi)風(fēng)機(jī)功率不變的情況下增大外風(fēng)機(jī)功率能夠減小室內(nèi)外溫差，但是幅度相對(duì)較小，由功率200 W時(shí)的7.9 ℃的溫差變?yōu)楣β?00 W時(shí)的4.9 ℃的溫差，最終隨著外風(fēng)機(jī)功率的進(jìn)一步增大，室內(nèi)外溫差趨于穩(wěn)定。

空氣側(cè)的傳熱系數(shù)αa［27］計(jì)算見(jiàn)式（14）、（15）：

式中：αa為空氣側(cè)的傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；j為百葉窗因子；Rea為空氣側(cè)雷諾數(shù)，Pra為空氣普朗特?cái)?shù)；λa為空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；Lp為百葉窗間距，m；ρa(bǔ)為空氣密度，kg/m3；vamax為空氣最大流速，m/s；μa為空氣黏度，kg/（m·s）。

由式（14）、（15）可知，當(dāng)空氣流速增大時(shí)，空氣側(cè)雷諾數(shù)增大，空氣側(cè)的傳熱系數(shù)Rea隨之增大。當(dāng)內(nèi)風(fēng)機(jī)功率不變時(shí)，增大外風(fēng)機(jī)功率，冷凝器空氣側(cè)傳熱系數(shù)增大，換熱性能增強(qiáng)。但隨著外風(fēng)機(jī)功率的進(jìn)一步增大，換熱性能卻無(wú)較大改善，甚至不變。這是因?yàn)殡m然冷凝器空氣側(cè)傳熱系數(shù)增大，但蒸發(fā)器的散熱能力是固定不變的，當(dāng)冷凝側(cè)換熱能力超過(guò)蒸發(fā)側(cè)，換熱能力則取決于蒸發(fā)側(cè)，此時(shí)達(dá)到了分離式熱管換熱器的冷凝極限。

同理，當(dāng)僅增大內(nèi)風(fēng)機(jī)功率，對(duì)換熱器性能的提升也是有限的。但增大內(nèi)風(fēng)機(jī)功率對(duì)換熱器性能提升的幅度比增大外風(fēng)機(jī)功率對(duì)性能提升的幅度大，這是因?yàn)椋涸谙嗤瑑?nèi)外風(fēng)機(jī)風(fēng)量下，蒸發(fā)器空氣側(cè)傳熱系數(shù)小于冷凝器空氣側(cè)傳熱系數(shù)，所以增大內(nèi)風(fēng)機(jī)功率對(duì)換熱器性能具有更大的提升。但隨著內(nèi)風(fēng)機(jī)功率的進(jìn)一步增大，室內(nèi)外溫差減小，蒸發(fā)器與冷凝器空氣側(cè)傳熱系數(shù)接近相等，增大內(nèi)風(fēng)機(jī)功率對(duì)性能的提升幅度與增大外風(fēng)機(jī)功率對(duì)性能的提升幅度趨于一致。

3 結(jié)論

本研究針對(duì)通訊基站設(shè)計(jì)了一種基站機(jī)房用分離式熱管換熱器，通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究的方式，分析了理論充液率與實(shí)際充液率之間的差異和充液率對(duì)傳熱性能的影響規(guī)律以及中、高溫工質(zhì)影響換熱器傳熱性能的原理，還探究了風(fēng)機(jī)功率對(duì)傳熱性能的影響，最后得出了蒸發(fā)器和冷凝器傳熱極限的影響規(guī)律。結(jié)論如下：

（1）換熱器的理論最小充液率與實(shí)際最小充液率的擬合程度很好，誤差值為4.74%；在相同工況下，使用工質(zhì)R134a時(shí)，換熱器傳熱性能隨著充液率的增大而先增強(qiáng)后變?nèi)?，最佳的充液率區(qū)間范圍為27.1%～47.9%，并在充液率為31.6%時(shí)達(dá)到最佳換熱性能，此時(shí)的換熱器效率為77.66%，當(dāng)量換熱系數(shù)為909 W/℃。室內(nèi)外溫差和氣液管溫差可作為判斷換熱器是否正常工作的指標(biāo)，當(dāng)室內(nèi)外溫差小于5 ℃和氣液管溫差小于1 ℃時(shí)，換熱器具有優(yōu)良的傳熱性能。

（2）高溫工質(zhì)不適用于該換熱器，中溫工質(zhì)能使換熱器具有優(yōu)良的傳熱性能，在相同工況下，工質(zhì)的沸點(diǎn)越低，越能夠滿(mǎn)足換熱器正常工作條件；相同工況下，沸點(diǎn)越低的工質(zhì)，最佳的充液率范圍區(qū)間越大，工質(zhì)R134a沸點(diǎn)高于R410a，工質(zhì)R134a的最佳充液率范圍為27.1%～47.9%，而工質(zhì)R410a的最佳充液率范圍為31.6%～58.7%。該結(jié)果能夠?yàn)楣べ|(zhì)的選擇提供一定的技術(shù)參考。

（3）分別增大內(nèi)風(fēng)機(jī)和外風(fēng)機(jī)的功率都能使換熱器的傳熱性能提升；換熱器性能隨著風(fēng)機(jī)功率的增大先顯著提升，而后提升緩慢；蒸發(fā)器側(cè)由于散熱條件較差，所以提升內(nèi)風(fēng)機(jī)的功率能夠使換熱器傳熱性能顯著提升，但是受到蒸發(fā)和冷凝極限的限制，一直增大風(fēng)機(jī)功率并不是提升換熱器整體性能的最優(yōu)選擇。因此，在設(shè)計(jì)換熱器的時(shí)候需要充分考慮蒸發(fā)器和冷凝器傳熱性能的匹配，從而保證換熱器具有優(yōu)良的傳熱性能。