基于真空沸騰的高熱流密度散熱過程的

時間:2017-10-27 14:41:00 來源:中國散熱器網 添加人:admin

  真空科學與技術學報基于真空沸騰的高熱流密度散熱過程的試驗研究高文忠12梁建堯李長松呂雯(上海海事大學商船學院上海201306)試驗裝置,并從過熱度、蒸發壓力、冷卻水溫等方面對熱流密度及散熱壁面溫度的影響進行了試驗測試。試驗數據表明:真空中水沸騰曲線與常壓下有明顯區別,在過渡沸騰區呈輕微下降后快速增加;初始壓力對真空沸騰特性影響顯著,絕對壓力越低,熱流密度越大;冷卻水溫度對沸騰換熱有影響,但不明顯,通過大幅降低冷卻水溫度以提高沸騰換熱能力不可取;冷凝能力不足可使散熱迅速惡化,冷凝端設計時應考慮足夠的余量,以避免極端條件下散熱惡化。

  隨著電子技術的快速發展,特別是高頻、高速、大規模集成電路器件的高度集成,其單位面積散熱量也急劇增加。可以預見,現有散熱技術或裝置將逐漸難以滿足未來電子器件發展對散熱的需求。以數據中心為例,2002年單個機柜能耗大致為5.1kW,而目前已超過25kWm.“水冷技術+空調”是現今普遍采用機柜散熱做法。單純通過加大數據中心機房空調配置并不能滿足散熱要求,且能源消耗也巨大。因此,機柜功率密度快速增加使水冷技術得到更多的關注0.沸騰作為相變現象主要形式之,因其高熱流密度熱傳遞性能近年來備受矚目,相關研究也已廣泛展開。研究人員從微細化傳熱結構或者噴霧等方式對沸騰相變做了不少研究,取得了一定換熱效果,但結構過于復雜或存在運動部件,系統穩定性不佳。另外,鑒于真空環境下相變換熱有極佳傳熱特性及冷卻效果,本文將沸騰換熱和真空相結合,搭建了真空沸騰換熱模擬試驗臺,探究了真空下沸騰換熱熱流密度及影響因素,為真空相變沸騰傳熱的方法在高熱流密度條件下的設計和控制提供依據。

  1試驗裝置與測試系統1.1試驗裝置如所示,整個試驗裝置共分為三個部分:散熱面模擬系統、真空沸騰吸熱一冷凝循環系統和冷卻水系統。散熱面模擬系統采用加熱功率為2.5kW高溫循環油浴鍋(帶數字顯示)加熱導熱硅油(定壓比熱容為2050KkgK))至設定溫度,再將其泵送至被加熱面A,熱量經對流換熱及導熱在模擬散熱面B處被沸騰池內的水吸收。被加熱面A與模擬散熱面B如所示,A、B面均為半徑1cm的圓面,兩面間厚度為1.5mm,下端焊接進油管和出油管,兩管成90度角,可保證高溫熱油沖刷被加熱面A時形成湍流,以強化換熱。真空沸騰吸熱一冷凝循環系統由上下兩個不銹鋼法蘭盤(不銹鋼導熱系數A為16.5WmK))和一個圓柱型有機玻璃筒組成,兩者由密封圈密封,內設漏斗型沸騰池。水在真空沸騰池中受熱沸騰蒸發,其蒸汽經波紋管進入板式換熱器,被冷卻水冷凝后經閥門回流至沸騰池。冷卻水系統由帶溫度顯示低溫恒溫槽、板式換熱器及附屬管路組成。真空泵為2X-4旋片式真空泵,抽氣率4L/s.裝置所有部件、設備及管路均采用阻燃橡塑海綿包奄絕熱。

  試驗裝置圖模擬散熱表面詳。2測試系統裝置測試系統由測壓元件、測溫元件及采集系統組成。測壓元件為擴散硅壓力傳感器,測溫元件為T型熱電偶,采集系統為安捷倫數據采集儀及相應的計算機顯示和存儲。

  2試驗工況本文主要研究熱流密度、真空壓力、冷凝端溫度及冷凝不足對沸騰換熱的影響,試驗工況如表1所示。

  表1試驗工況工況初始壓力冷凝溫度冷卻水流量導熱油流量試驗油溫3數據處理及誤差分析依據4試驗結果及分析試驗數據處理主要的目標參數為熱流密度值、模擬散熱面B的壁面溫度(以下稱壁面溫度)。基于熱量傳遞過程無效熱量、試驗誤差等因素的存在,為了使試驗測試結果基本接近實際熱傳遞過程,對原始數據的處理過程如下:(1)將模擬散熱塊向外導熱過程近似看作等厚度環肋(肋高80mm)導熱過程。

  等厚度環肋散熱量為MQs=-2nXr00IShTX數。4、/i分別為第一類修正零階與一階貝塞爾函數,K0、Ki為第二類修正零階與一階貝塞爾函數。

  (2)理想化環肋對外散熱,此處將環肋散熱近似為自然對流散熱過程,依據關聯式水平熱面向上時水平熱面向下時據Nu=h1/A定義,計算出其自然對流系數h.沸騰傳熱熱流密度計算公式如下從高溫油浴鍋導出的熱量試驗測試所用熱電偶在0 ~350°C范圍內,誤差為0.4%,長度測量誤差為0. 5%,壓力傳感器測量誤差為0.5%,由函數n,xn)(其中,X2為相互獨立的直接測量量)的相對誤差傳遞公式4.1不同加熱溫度下的沸騰傳熱特性在表1中A1工況下,通過改變油浴鍋內導熱硅油溫度(以下稱油溫)得到相應熱流密度、沸騰過熱度以及散熱面溫度分別如所示。

  (a)表明,當油溫小于50C時,熱流密度隨油溫增加緩慢遞增,而超過50C后,熱流密度呈線性陡增,只有在110C時,熱流密度出現小幅下降。

  以上現象的原因可以由(b)中所示加熱過程沸騰面的過熱度特性來解釋。縱觀(b)過熱度與熱流密度的關聯關系,參照常壓沸騰過程將本試驗的真空沸騰曲線也分為四段,即,AB為自然對流區,BC為核態沸騰區,CD為過渡沸騰區,DE為膜態沸騰區。發現其曲線變化與常壓下大容器水沸騰曲線有明顯區別。主要體現在渡沸騰區CD段沒有出現如常壓下過渡沸騰區樣的熱流密度大幅下降過程。結合試驗過程中觀察到的現象分析其主要成因在于過熱度再次升高,使汽化核心數量增多,生成的汽泡集聚成汽塊,在有限的散熱面積上,擠占了大部分沸騰池側壁與模擬散熱面B所圍成的空間,阻礙了水與底部散熱面的接觸,但只形成了短暫傳熱惡化,導致熱流密度略微下降。而隨著過熱度增加,沸騰很快就進入到膜態沸騰階段。

  (c)中顯示壁面溫度總體上隨熱流密度增加呈線性增加。熱流密度小于20W/cm2時,壁面溫度低于30C,熱流密度高達90W/cm2時,壁面溫度也僅為70C,對高熱流密度傳熱表面降溫效果非常明顯。

  4.2初始壓力對池沸騰換熱的影響真空沸騰系統中不凝性氣體是影響液體沸騰溫度最重要因素之,初始真空絕對壓力值對沸騰過程的影響如所示。由(a)中三組曲線可以看出,油溫定時,初始壓力越高,熱流密度越低,且熱流密度值差異也隨著油溫升高逐漸加大,由40C時的2W/cm2增加到80C時的約8W/cm2.主要原因在于初始壓力高,導致水沸騰溫度相應升高,相同加熱溫度下,水的過熱度減小,(b)中油溫與過熱度的關系正好說明了以上分析。當油溫為40C時,三種工況的過熱度差異在1 ~2°C之間,無明顯區別,而當油溫為80C時,過熱度差值已高于5C,使溶液呈現不同沸騰規律,進而導致在相同熱源溫度下熱流密度差異明顯。因此,不凝氣體的存在對沸騰換熱影響不可忽略,可以利用這點通過設計不同初始壓力來計算熱流密度q誤差僅為4.間接控制系統沸騰蒸發冷卻能力。

  工況A1下的試驗曲線不同壓力下的試驗曲線(c)中曲線顯示,在不同初始壓力下,壁面溫度均未隨油溫提高呈線性關系快速增加,而是增長比較緩慢,特別是初始壓力為2. 7kPa時,即使油溫由30°C提高60°C,壁面溫度增加也僅5°C左右,該特點可以使發熱表面在驟變功率下保持相對穩定的溫度,自適應能力很強。

  4.3冷卻水溫度對池沸騰換熱的影響冷卻水系統的冷凝能力是熱傳遞最終出口,冷卻水也是影響冷卻能力的重要因素。(a)中不同冷卻水溫下過熱度隨著油溫升高而升高,也出現(a)中所呈現的過熱度值差異,但差值較小。當油溫小于70°C時,三種工況過熱度之間差值較小,為1~3°C,大于70°C時,過熱度差值略為增加,為3―6.可見,冷卻水溫對沸騰換熱影響與初始壓力對沸騰換熱影響是相似的。本質上為冷卻水通過冷凝水蒸汽使得系統壓力發生改變,從而改變沸騰換熱強度,使蒸發和冷凝達到平衡。(b)中,在冷卻水水溫為10與20°C時,熱流密度差值為1~ 4W/cm2.冷卻水溫在30C時,熱流密度總體上低于前兩者,與前兩者的差值較大些,為6~12W/cm2.造成該結果的原因是整個系統平衡時的壓力差異,試驗測得在蒸發量和冷凝量達到平衡時,C1與C2、C2與C3壓力差值分別為350與800Pa.另夕卜,試驗中水蒸汽至冷凝器管路較長,削弱了水蒸汽與冷卻水間接接觸換熱能力,最終沒有出現(a)中較大熱流密度差。因此,冷卻水溫度對沸騰換熱過程的熱流密度有一定影響,但不十分明顯,通過大幅降低冷卻水溫度以提高沸騰換熱能力并不可取。

  4.4冷凝能力不足時,對沸騰換熱的影響對于蒸發-冷凝系統,當冷凝端冷凝能力不足時,必然導致蒸發壓力上升、傳熱惡化等嚴重后果,本文通過大幅降低冷卻水流量,即采用表1中D1工況所得試驗結果如所示。

  觀察中曲線變化可知,在50s后,將冷卻水流量減半后,沸騰室絕對壓力、散熱面溫度快速真空科學與技術學報bookmark6增加,而過熱度及熱流密度則隨之明顯降低,并在500s左右重新平衡。在整個過程內,絕對壓力增加了近6000Pa,過熱度下降了約3°C,熱流密度下降10.4%,壁溫上升了近10°C.可見,冷凝能力不足將使散熱迅速惡化,存在短時間內損壞被保護散熱儀器的重大隱患。

  冷凝不足試驗曲線5結論本文基于沸騰換熱機理,利用水真空下低溫即可沸騰特性,設計并搭建了高熱流密度散熱模擬試驗裝置,試驗分析了熱源溫度、真空壓力、冷卻水溫等對真空沸騰換熱特性影響,得出以下結論:真空時水沸騰曲線與常壓下大容器水沸騰曲線有明顯區別,過渡沸騰區無常壓下時熱流密度大幅下降過程,只是表現為略微下降而后快速增加。

  初始壓力對真空沸騰特性影響非常顯著,絕對壓力越低,熱流密度越大;在瞬變散熱工況下,絕對壓力越低,散熱自適應能力越強,使散熱表面溫度保持相對穩定。

  冷卻水溫度對沸騰換熱過程的熱流密度有影響,但并不明顯,通過大幅降低冷卻水溫度以提高沸騰換熱能力不可取。

  冷凝能力不足可使散熱迅速惡化,冷凝端設計時應考慮足夠余量,避免極端條件下散熱惡化,存在短時間內損壞被保護散熱儀器的重大隱患。

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