横向补偿平板型环路热管重力辅助下的系统性能研究

张晋晋，吴静怡，蔡爱峰

（上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240）

0 引言

随着信息化的快速发展，高功率电子元器件广泛应用于超级计算中心、通讯工程以及军事设备中。而电子设备因小型化、高功率化所带来的热耗散问题，成为影响电子设备可靠运行的关键[1-2]。为了实现设备的高效散热，很多研究者开始关注在航天工程中广泛应用的环路热管（Loop Heat Pipe，LHP）。作为一种高效的被动式相变导热装置，环路热管能够在小温差下实现长距离的高热流输送。相比航天工程中的圆柱型环路热管，平板型蒸发器易于与接触面结合，具有更小的接触热阻，被广泛应用于地面应用中[3-4]。

在地面应用中，平板型环路热管的小型化和高性能受到研究者的广泛关注。在小型化方面，芯体尺寸的减小难以满足蒸发器与补偿腔间所必需的温差和压差[5-6]。因而，合理设计储液腔和蒸发器成为研究的重点。其中，横向补偿结构（Evaporator with Longitudinal Replenishment，ELR）以其较小的高度和高效的传热能力得到大家的重视，如图 1所示。MAYDANIK等[7]对横向补偿铜水环路热管展开相关研究，3.2 mm厚的椭圆形蒸发器在负荷为160 W时热阻为0.042 ℃/W。相比纵向补偿环路热管，横向补偿环路热管不仅高度尺寸减小为 1/3，而且其传热性能进一步提高。SINGH等[2]实验研究了横向补偿的矩形环路热管性能，当负荷从10 W变到50 W时，热管总热阻从5.23 ℃/W降低到了1.5 ℃/W，且低功率下出现明显的温度波动。在高效性方面，采用重力作用也得到了广泛的应用。CHUANG等[8]研究不同驱动力（重力、毛细力）对圆柱型环路热管启动过程温度波动的影响。KU等[9]实验研究了重力对圆柱型双蒸发器-双冷凝器热管启动过程的影响。孙琦等[10]利用3D打印钛合金毛细芯，研究了毛细芯导热系数对传热性能的影响。

图1 横向补偿结构的蒸发器

随着环路热管小型化、平板化和高性能的快速发展，对环路热管的设计提出了更高的要求。虽然已开展了大量的热管性能优化研究，但是横向补偿平板型环路热管的研究较少，且重力辅助作用下横向补偿平板型环路热管的运行性能尚未明确。本文在传统横向补偿环路热管的基础上，以满足高度空间仅为30 mm电子设备的散热需求为目的，研制了横向补偿结构的环路热管，理论分析了重力辅助作用下热管的热力循环，实验研究了设计工况下热管的运行特性，获取了相关的结论。

1 实验系统及循环分析

1.1 实验系统

实际工程中热管的工作条件如下：共有3个热源，且同时运行，热源1的最大功率为70 W，热源2和热源3的最大功率为35 W。如图2(c)所示。在最大功率运行时，热源表面温度不超过 110 ℃。同时，环路热管蒸发器的高度不超过 30 mm，在环境温度为-20 ℃～60 ℃的条件下能够稳定运行。所研制的热管主要从两个方面来考虑：1）采用双孔毛细芯+横向补偿的组合，解决环路热管毛细压力、流动阻力以及热泄漏之间的矛盾；2）利用重力的正向作用提升环路热管的传热性能。相应的实验系统，主要包括环路热管系统、加热系统、恒温水槽以及数据采集装置。图 2(a)所示为环路热管实验系统，由热源、蒸发器、冷凝器、管路、冷凝器等部分组成。图2(b)所示为热管内部介质流动示意图。图2(c)所示为蒸发器内部结构及主要温度测点布置图，蒸发器内部主要包括蒸汽槽道、储液腔以及毛细芯。

该实验系统中，冷凝器高于蒸发器68 mm。热管系统整体采用铝合金制作，通过烧结镍粉和碳酸钠的混合物形成双孔径毛细芯，其中烧结参数如表1所示。通过阿基米德方法测量毛细芯的有效孔径率，而毛细芯的渗透率则采用Carman-Kozeny公式进行计算。补偿腔、烧结网芯、气腔在同一水平面，形成系统的横向补偿。3个热源放置在蒸发器表面。实验采用铜块内置单端加热棒作为模拟热源，调节调压器实现不同功率输入，在铜块与热管蒸发面之间涂有导热硅脂，以减小接触热阻。

冷凝器为套管式结构，控制恒温水槽流量为28 L/h。同时，使用10 mm厚绝热材料隔绝环境对实验过程的影响。测量系统采用 Agilent 349710A数据采集仪，实验过程中的采样频率为 5 s。由于热源2和热源3的功率相同，实验采用T2-1和T2-2的平均值T2作为测量结果。工质为液氨，充注率为70%。通过不确定分析计算[11]，热源端热负荷与冷凝器所带走热量之间的误差为5%。

图2 环路热管系统及温度测点

表1 双孔径毛细芯烧结参数

1.2 运行热力循环图

区别于传统环路热管，结合低功率运行及小型环路热管的工作特点[12-14]，重力辅助下横向补偿平板型环路热管有着不同的热力循环图，如图3所示，图中状态点对应图2(b)中各数字点工质状态。根据功率的大小可分为两个不同的循环过程：重力控制模式和毛细力控制模式。当热源未施加功率时，液体工质自重使得工质堆积于储液腔和气腔内。在低功率运行时，工质在蒸发槽道内、毛细芯与槽道接触处相变吸热变为蒸汽，蒸汽在浮升力的作用下流动到冷凝器中，蒸汽在冷凝器进行冷却，之后在重力作用下回流储液腔。整个过程中，依靠液体工质重力压头克服循环压降，此过程为重力控制模式。随着功率的不断增加，工质在毛细芯表面形成了“非反转弯液面”，在气液分界面处毛细力所形成的压力差驱动工质的流动。此时，冷凝器在蒸发器之上的结构仍旧对工质循环起正向作用。因而，在循环过程中，液体工质的重力压头和毛细压力共同克服循环压降。考虑到毛细压力的主导作用，此为毛细力控制模式。

图3 横向补偿平板型环路热管重力辅助下的运行规律

2 实验结果与讨论

在实验之前，首先对该环路热管进行预压测试，同时保持设计压力放置 24 h后检查系统的密闭性。在确保系统耐压和密闭性的基础上，对环路热管进行抽真空处理，然后充注液氨进行试验。实验过程中，恒温水槽的温度保持在(60±0.5) ℃，环境温度控制在(30±2) ℃。热源加入后，蒸发器与冷凝器的温度不断增加，各点温度均发生变化。当温度逐步稳定，在20 min内同一测点温差小于1 ℃时，实验过程确认为是稳态过程。

2.1 稳定运行过程分析

热源加入后，热管中各点温度均发生变化，如图4所示，其中热源1为70 W（15.22 W/cm2），热源2和热源3为35 W（20.71 W/cm2）。从图中可以看出，随着实验过程逐渐稳定，热源1的温度为94 ℃，热源2的温度为97.5 ℃。冷凝水的入口温度（T冷凝入口）设定为 60 ℃，冷凝水出口温度不断增大，带走热量。从实验结果看，热管运行能够满足电子设备热源不高于110 ℃的要求。液线出口温度（T6）比储液腔温度（T7）低约2 ℃，而液线出口与储液腔相连，且两者之间的保温材料隔绝了外界传热，这说明仍有一部分来自于热源的热量通过壳体导热、工质传热泄漏到储液腔内。而热泄漏会造成储液腔内饱和蒸汽的增多，而储液腔内蒸汽压力的增加将会减弱毛细芯两侧的压差，引起局部毛细芯“烧干”，进而导致热管运行失败。因而，需进一步优化结构设计以降低热泄漏，从而降低热源温度，满足实际工程需要。

图4 环路热管的运行过程

2.2 稳定运行数值模拟

为了验证以上稳定运行的实验结果，分析环路热管的能量平衡，本文建立了热管蒸汽槽道、储液腔以及毛细芯内工质换热的数学模型。简化相应数学模型需满足以下假设。

1）假设毛细芯与槽道接触面处的工质为饱和蒸汽（TS）。当通过毛细芯的漏热进入储液腔时，假设其交界处的平均温度为TINTF。储液腔内的液体在交界面处进行对流换热，形成储液腔的温度为TRES。

2）假设毛细芯所形成的压差为毛细芯两侧温度TS和TINTF所对应的饱和压差，加上液体工质自重形成的重力压降，共同克服工质循环所产生的压降。

在以上假设成立的基础上，可得环路热管的输入功率QAPP等同于质量m工质相变潜热吸热量mλ，与通过壳体导热和工质传热的热泄漏QHL，如式(1)所示：

当其施加热源后，热量通过壳体传导给蒸汽槽道与毛细芯的接触面，壳体和毛细芯温度不断上升，在dt时间内输入热量为：

式中：

Mni——双孔径毛细芯镍的质量，kg；

Mammonia——毛细芯内吸满液体氨的质量，kg；

Cpl_ni——镍粉的比热容，J/(kg⋅K)；

Cpl_ammonia——工质氨的比热容，J/(kg⋅K)。

在毛细芯与蒸汽槽道接触面处，液体工质蒸发速率m采用Collier和Thome的计算方法[15]：

式中：

C——计算系数，通过实验值确定；

Rg——氨蒸汽气体常量，1,002.6 J/(kg⋅K)，

Agroove——蒸发面积，其为蒸汽槽道的内表面积，m2。

PSAT和PINTF可用Antoine蒸气压方程计算[12]：

式中：

P——氨的饱和蒸气压，mmHg；

T——氨的饱和温度，℃；

a，b，c——计算常数，a=7.55466，b=1,002.711，c=247.885。

联立式(1)～(4)可得毛细芯热源侧的微分方程：

储液腔内的能量平衡，取决于毛细芯内的热传导以及液体工质的对流换热，如下所示：

式中：

α——储液腔内蒸汽含量，由实验确定；

ρl——液体工质密度，kg/m3；

VRES——储液腔的体积，m3；

Cpl——液体工质比热容，kJ/(kg⋅K)；

kEFF——毛细芯的有效导热系数；

δ——毛细芯的高度，m；

AWICK——矩形毛细芯的截面积，AWICK=WWICK×LWICK，m2。

对于界面温度TINTF，在界面处气液工质的传热量与网芯的热泄漏相同。结合式(3)和(4)可得：

将环路热管的结构参数输入式(5)～(7)中，利用MATLAB采用四阶龙格-库塔方法进行迭代求解。图5所示为热源1为70 W（15.22 W/cm2），热源2和热源3为35 W（20.71 W/cm2）时，环路热管稳定运行时实验值与模拟值的对比。从图中可以看出，实验值与模拟值吻合较好，误差也在5%以内。

图5 稳定运行时环路热管模拟值与实验值对比

2.3 传热性能

为评价环路热管传热特性，定义环路热管的热阻为：

式中：

Ths——热源1、热源2和热源3的平均温度，K；

Tcool——冷凝进出口平均温度，K；

Q——热源1、热源2和热源3的总负荷，W；

RLHP——环路热管热阻，K/W。

图6为环路热管在不同的热源供给下，稳定运行时热管热阻的模拟值与实验值对比。从图中可知，理论与实验值吻合较好，热管运行的热阻在0.20 ℃/W 附近变化，热源功率较小时热阻较大，随着热源功率的增大，热阻逐渐减小，随后趋于稳定。分析其原因，主要是由于低功率稳定运行时工质循环量较少，蒸汽在充满液体工质的槽道内流动，需要克服较大的流动阻力。反之，高功率稳定运行时，参与循环的工质较多，蒸发器受热后大量的蒸发会快速带走蒸汽槽道内的液体工质，形成蒸汽的单相流动，使得蒸发器内的流动阻力减小。而且，随着加热功率的进一步增大，蒸汽槽道内不再有液体工质，仅依靠毛细芯提供液体工质，当流动阻力与驱动力达到平衡时，环路热管热阻将不会随加热功率的增加而发生明显变化。

图6 稳定运行时热阻的模拟值与实验值对比

3 结论

本文针对高度空间狭窄的电子设备散热需求，设计了重力辅助下的横向补偿环路热管实验系统。实验研究了该热管在重力辅助下的运行性能，主要结论如下：

1）在热源1为70 W（15.22 W/cm2），热源2和热源3为35 W（20.71 W/cm2）时，热源温度控制在110 ℃以下，且该环路热管的热阻在0.20 ℃/W左右。热源加热量较小时热阻较大，随着热源加热量的增大，热阻逐渐减小，随后趋于稳定；造成这一现象的主要原因在于槽道内液体工质对蒸汽流动的阻碍作用随着加热量的增加而减弱；

2）利用MATLAB对环路热管稳定运行进行数值模拟，计算结果与实验结果的误差在 5%以内；为了进一步提升环路热管性能，仍需对热源、毛细芯和储液腔的相对位置和尺寸进行优化分析，最大程度地减小对储液器的热泄漏。

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