换热通道（共7篇）
换热通道 篇1
1 引言
随着微电子技术的飞速发展,机载电子设备也呈现出高性能、小型化的发展趋势,所处环境更为恶劣,面临的挑战更加严峻。由于对电子设备功能、性能等要求的不断提高,设备的功耗不断增加,与整个设备或模块功率密度增加的幅度相比,电子设备内部某些关键元器件(如CPU等)的功耗提高得更为明显,而元器件的封装体积却在不断减小,从而导致电子设备上局部关键元器件的热耗散功率密度不断提高,这类元器件的热失效将引发整个核心处理机系统工作的可靠性得不到保证。因此,解决电子设备上某些局部关键元器件散热问题的微通道换热器应运而生[1]。
微通道换热器结构紧凑、换热效率高、质量轻、运行安全可靠,它在微电子、航空航天、材料科学以及其它一些对换热设备的尺寸和重量有特殊要求的场合中得到了迅速的发展[2]。最早的微通道换热器由Tuckerman等人[3,4]于1980年代初提出,随后国外学者对方形截面的微通道开展了大量研究,以了解微尺度下的流动和传热特性,设计出低热阻、高散热能力、良好流动性能的微通道。国内一些学者[5]也通过实验和数值模拟的方法开展了微尺度的研究,证实矩形、V型、变截面的平行微通道以及歧管式和分形树状微通道均具有良好的散热和流动特性。
为了进一步探讨微通道换热器的换热性能,本文设计、制造了一套试验系统。在此系统中,对三种不同结构型式的微通道换热器换热性能进行了对比测试,获得了微通道换热器内的流动阻力和传热特性,为微通道换热器的深入研究和广泛应用奠定了一定的基础。
2 试验系统
试验系统主要由以下几部分构成:微通道换热器、模拟芯片、微型泵、恒温装置以及控制测量部件等。
2.1 微通道换热器
微通道换热器是微通道试验测试系统的关键组成部件。受通道表面粗糙度、分子平均自由程以及通道尺寸之比的影响,微通道对流换热机理与常规宏观尺度通道有很大的不同。通道宽度尺寸在0.1~1mm范围内时,经典传热理论的结果可以接受,而且通道宽度尺寸在0.1~1mm范围内的微通道也可以满足目前电子设备的冷却需求,因此本文研究的微通道换热器是在3.2mm厚的铝板上用铣刀加工出一系列长32mm、深2mm、宽1mm、间隔1.5mm的微槽道,微通道两端粘接进/出口腔体,顶部粘结盖板组成密封的流体通道,盖板两头留有流体进/出接口,通过管接头以及软管连接进出口冷却液。微通道换热器及其组件结构如图1所示。
2.2 模拟芯片
用模拟芯片替代工作中的集成电路(如CPU等),有利于调整芯片功率,方便试验。模拟芯片是由电阻丝缠绕组成的发热薄片,额定电压24V,通直流电产生热量,加热功率由直流稳压电源显示的电压和电流计算得到,并可以通过调节电压进行控制。微通道换热器与模拟芯片之间填充高导热材料,以消除接触热阻。模拟芯片外形尺寸为20mm×20mm,与实际芯片的外形尺寸接近,用于模拟真实的芯片表面发热情况,在加热功率100W的条件下,被冷却表面热流密度可以达到0.25W/mm2。
2.3 微型泵
系统采用DP-125微型高压隔膜泵,最高压力0.86MPa,最大流量为1L/min(由于是试验系统,泵的压力和流量范围较大),其额定电压为24V,最大电流为1A。在泵入口处安装过滤网,阻止杂质进入微泵中。
2.4 恒温装置
采用JULABO F25-MB恒温装置,以其自带的加热/制冷系统为微通道冷却系统提供循环冷却液,可以保证冷却液入口温度恒定在20℃±1℃。
2.5 控制测量部件
(1)直流稳压电源。采用DH1716-4D型35V/100A直流稳压电源为模拟芯片供电,通过调节电压控制芯片发热功率,保证模拟不同的芯片表面发热情况。
(2)测量仪器。系统中冷却剂流量采用DMF-1数字精密质量流量计进行测量,温度采用FLUKE数据采集系统进行测量,并通过PC机实时输出显示,压力采用数字式压差流量计进行测量。
(3)连接接头、管线和测试接口。为方便试验并防止泄漏,管路之间采用易于拆卸的快插式接头进行连接,管道采用内径5mm的塑料软管,在微通道换热器两端的流体进出口分别安装三通接头,以伸入热电偶探头和连接压差计测量进出口冷却液的温度和压差。在所有螺纹连接处使用密封圈进行密封,这样既可以防止冷却液泄漏,又可以防止系统卸压。
3 试验原理及结果
3.1 试验原理
试验中以水为传热介质,冷却液由泵驱动从恒温装置中流出,经过滤器、流量计后进入微通道换热器进行冷却换热。在泵与微通道换热器之间接入球形阀用于调节通过微通道换热器内的冷却液流量,同时减弱隔膜泵产生的压力脉动;流量计用于测量进入微通道内的冷却液流量。流经换热器的水带走了模拟芯片产生的热量后回到恒温循环装置中,通过恒温设备自带的加热/制冷装置精确控制微通道换热器入口处水温,使水温保持恒定。在微通道换热器进出口处用两个三通阀连接压差计来测量微通道换热器进出口的静压差。在模拟芯片表面和微通道换热器进出口布置多个热电偶,与数据采集器和PC机连接并记录温度变化。微通道换热器试验测试系统原理如图2所示。
3.2 试验内容及结果
试验对比测量了三种不同结构型式微通道换热器的流动阻力和传热特性,三种不同的微通道结构型式如图3所示。
直管型微通道的所有通道全部并联,单进单出,如图3(a)所示;蛇管型微通道1的所有通道全部串联,单进单出,如图3(b)所示;蛇管型微通道2的所有通道串并联结合,每三个通道并联一组,然后再串联,如图3(c)所示。
(1)流阻特性。针对三种不同结构型式的微通道换热器,测量不同流量条件下,流经微通道换热器内冷却液的压降,获得三种不同结构型式微通道换热器的流阻特性曲线如图4所示。
由图4可以看出,通过微通道换热器内冷却液的压降随流量的变化关系与常规流动通道中的趋势类似,即液体流动的压降随流量的增大而增大。直管型微通道的流动阻力明显小于蛇管型微通道,最高压降仅为5.1kPa,串并联相结合的蛇管型微通道2最大流动阻力52.5kPa,远远小于仅串联的蛇管型微通道1,当微通道采用全部串联的结构型式时,最大流动阻力达到164.6kPa。采用蛇形结构以后,微通道换热器内部流动阻力增大,泵功率要求同样增大。
(2)温升特性。在冷却液入口温度20℃,流量0.11L/h·W的条件下,对采用微通道换热器进行冷却散热的模拟芯片表面温度进行了测量,芯片表面平均温升和最高温升随热流密度的变化趋势如图5和图6所示。
由图可以看出,热流密度0.25W/mm2时,采用直管型微通道,模拟芯片表面平均温升高于蛇管型微通道,但是,采用直管型微通道时,模拟芯片表面最高温升不超过40℃,而采用蛇管型微通道时,模拟芯片表面最高温升接近50℃。这主要是由于蛇管型微通道内冷却液流动路径长,传热温差大,导致芯片表面温度分布不均匀,最高温度点较之直管型微通道更高。采用串并联结合的蛇管型微通道,芯片表面平均温升和最高温升均介于上述两种微通道换热器之间。
同时,对采用三种不同结构型式微通道换热器时的冷却液进出口温度进行了测量,得到0.25W/mm2热流密度条件下,冷却液进出口温升随流量的变化趋势如图7所示。
由图7可以看出,仅串连的蛇管型微通道1冷却液进出口温升最大,串并联相结合的蛇管型微通道2冷却液进出口温升其次,直管型微通道冷却液进出口温升最小,表明蛇管型微通道较之直管型微通道冷却液利用率更高,换热性能更好。
4 结论
通过搭建试验系统对三种不同结构型式微通道换热器传热及流动性能进行试验测试及对比分析,得到如下结论:
(1)该系统能够有效的研究微通道换热器内的流体阻力和传热特性,不仅可以作为试验测试系统使用,同时也为设计制造微通道换热器及微通道冷却系统提供了一定参考;
(2)在冷却液流量0.11L/h·W条件下,模拟芯片表面热流密度达到0.25W/mm2时,采用微通道进行冷却散热,芯片表面最高温升不超过50℃;
(3)采用直管型微通道较之蛇管型管微通道芯片表面温度分布更加均匀,最高温度相对较低,冷却液流动阻力较小,但是,冷却液进出口温升较小,冷却液利用率较低,因此,设计中综合考虑流动阻力和温升特性,优选串并联相结合的微通道结构型式。
摘要：搭建了一套测试微通道性能参数的循环换热试验系统,介绍了组成该系统的微通道换热器、模拟芯片、微型泵、恒温装置以及控制测量等部件。以水为介质,对三种不同结构型式微通道换热器的传热及流动性能进行了试验研究,测量了进出微通道换热器的冷却液流量、温度和压差以及模拟芯片表面多个测点的温度等参数,获得了微通道换热器内的流动阻力和传热特性。
关键词：微通道,性能测试,试验系统
参考文献
[1]李腾,刘静.芯片冷却技术的最新研究进展及其评价[J].制冷学报,2004(3):22-32.
[2]高红,陈旭,朱企新.微型换热器研究进展[J].化工机械,2004,4(31):244-248.
[3]COPELAND D.Manifold Microchannel Heat Sinks:NumericalAnalysis[C]//ASME HTD-Vol.319/EEP Vol.15,Cooling andThermal Design of Electronic System,1995:111-116.
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[5]王沫然,李志信.基于MEMS的微流体机械研究进展[J].流体机械,2002,30(4):198-203.
换热通道 篇2
旋转附加力对方通道内流动与换热的影响机理
在雷诺数为25 000,旋转数为0～0.24,温度比为0～0.22的.范围内,数值模拟了旋转光滑径向出流通道的内流动与换热分布,分析了哥氏力与离心浮升力对旋转管流的耦合作用机理.计算结果表明,切向哥氏力推动了通道截面内的双涡二次流,径向哥氏力则使得近侧壁流体加速和中心流体减速.离心浮升力对流动与换热的作用效果与哥氏力场的分布密切相关.换热计算结果从定性趋势上吻合公开文献中的实验现象,反映了旋转附加力的基本影响规律.
作 者：刘传凯 丁水汀 陶智 Liu Chuankai Ding Shuiting Tao Zhi 作者单位：北京航空航天大学,航空发动机气动热力重点实验室,北京,100191 刊 名：北京航空航天大学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF BEIJING UNIVERSITY OF AERONAUTICS AND ASTRONAUTICS 年，卷(期)： 35(3) 分类号：V235.1 关键词：燃气轮机 冷却叶片 传热 数值模拟 旋转换热通道 篇3
全焊接宽通道板式换热器是专门为处理含有大量固体颗粒、纤维悬浮物以及粘稠状流体的加热或冷却而设计开发的。本文重点阐述全焊接宽通道板式换热器的设计理念和技术要求, 并通过试验检验其实际应用效果。
1技术要求
1.1产品介绍:全焊接宽通道侧流道光滑, 流体流通顺畅, 实现了大处理量、高传热效率、耐压耐温耐磨性能、低阻力损失的换热要求。
1.2产品构成:全焊接宽通道板式换热器由换热板束、侧板、夹紧板、管箱、螺栓、螺母、密封垫片、分程隔板、支座等基本元件构成。产品板束为全焊接结构, 四面管箱为可拆式结构, 便于拆开清洗维护。
1.3具体产品结构形式参见此项目的外形尺寸简图。
1.4框架材料为Q235-B, 侧板的材料为Q235-B。
1.5侧板处的密封垫片材质为三元乙丙橡胶。
1.6流道结构
通道采用了高效平板定距柱或窝状结构, 宽通道侧无触点和其它支撑块, 保证了介质流过板片表面时很顺畅, 无死区, 不容易产生沉积、堵塞等现象。同时由于相邻通道内有很多触点, 使得冷介质介质通过时很容易形成湍流, 从而得到较好的传热性能。两种介质的流动实现纯逆流, 提高换热效果。
1.7板片间的连接方式:板片对之间采用受力形式很好的球型焊接结构, 没有采用简单的“V”字型焊接结构, 球型结构能够有效的防止物料积聚, 避免物料对板片表面棱角的磨损, 同时承压能力更强。
1.8当板片表面有超过板片厚度负偏差的凹坑、划伤、压痕等缺陷时应进行修磨或更换。
1.9板片波纹深度偏差为±0.1mm。
1.10为了更好的确保产品的使用性能、耐磨性能和焊接性能, 有效的延长产品的使用寿命和降低维护成本, 板片厚度为1.5mm, 厚度偏差应符合相应的材料标准规定, 板片成形后最薄处的厚度应不小于板片厚度的90%。
1.11板片在装配前进行清洗, 波纹表面不应有污物。板片表面应清除冲切毛刺等。
1.12焊接:
1.12.1当施焊环境出现下列任一情况、且无有效防护措施时, 应禁止施焊: (1) 相对湿度大于90%; (2) 焊件温度低于15℃。
1.12.2焊接工艺。受压元件焊接工艺评定可参见NB/T 47014-2011《承压设备焊接工艺评定》和图样要求制定。
1.12.3焊接要求。 (1) 焊接接头形式除图中注明外, 所有搭接或角接焊角高度均等于较薄件厚度。 (2) 板片间的焊接采用激光焊接方式, 焊缝轨迹为圆形, 焊缝宽度窄, 焊缝应力和焊接变形小, 激光焊不会给工件带来任何磨损, 而且能长时间稳定地工作, 并且焊缝是两种工件金属的熔合。然后再采用缝焊的焊接方式焊接板片两侧内侧纵向长焊缝, 端部外侧焊缝采用自动氩弧焊焊接。焊接时板片错边量不得大于0.5mm。 (3) 焊接前清除焊接部位的油污、杂质等。
1.12.4焊缝质量。 (1) 焊缝余高应符合图样要求。 (2) 焊缝表面不得有裂纹、气孔、弧坑和飞溅物等缺陷。
1.13接管法兰密封面与接管中心线的垂直度偏差必须控制在法兰外径的1%以内, 且要保证小于3mm。法兰或侧板的螺柱 (栓) 孔应跨中布置。
1.14对换热器碳素钢零部件外表面做防锈处理。
1.15在换热器金属表面涂漆前, 先将表面的油污等杂物清理干净, 防止涂抹的漆膜不均匀、起气泡, 或出现龟裂、薄弱等问题。油漆颜色为银灰色。
1.16组装后, 换热器内腔应洁净、无杂物。
1.17全焊接宽通道板式换热器上应设置相应的起吊结构。
2试验与检验
2.1全焊接宽通道板式换热器制成后必须逐台进行液压试验。 (1) 在液压试验中, 通常采用温度高于5℃、氯离子含量少于25ppm的水作为介质;奥氏体不锈钢板片组装的板式换热器; (2) 按照有效检定期, 选两个量程相同 (量程分别为试验压力的2倍) 、精度等级高于1.5的压力表用高于1.5倍和高于3倍的试验压力进行液压试验; (3) 在液压试验过程中, 必须在合适的位置布设排气口。换热器观察面在试验中必须始终是干燥的; (4) 在换热器两侧分别开展单侧液压试验。单侧试验过程中另一侧将处于无压力状态; (5) 试验阶段升压速度不宜过快, 当压力值达到试验标准后保压10~30min, 继而按照预先设定的压力值降压再保压。 (6) 液压试验合格后, 应放净流道内的积水。
2.2板片检测
2.2.1通过百分表测得板片波纹深度, 检测前按照下列要求布设监测点: (1) 由板片水平对称中心线开始, 沿板片纵向每米长度应不少于3排点 (包括对称线点) , 如果纵向长度达不到1m, 一律按1m的标准计算; (2) 从板片纵向对称中心线起, 沿板片横向检测点间距小于或等于200mm, 且至少设置2点 (包括对称线点) 。
2.2.2每批板片抽3%, 且不少于3片来检测波纹深度尺寸。检测过程中, 若其中一张板片达不到检测标准, 则需逐张检查, 将不达标的板片进而二次加工重新组批检测。同一次装卡模具、同一炉批号材料压制的板片组成一批。
2.2.3有下列情况之一时, 应抽取一张板片用切割解剖或无损测厚法对减薄较大处进行厚度检测: (1) 用新模具压制的板片; (2) 用新材料压制的板片; (3) 模具更换镶块后压制的板片。
2.2.4每件板片对焊接完成后均进行0.3-0.4MPa的气密检测, 确保单件板片对的密封性。
2.2.5板束焊后所有焊缝按JB4730进行100%渗透检测I级合格。
2.3接管 (1) 公称直径不小于250mm的接管对接连接的焊接接头, 应按JB4730进行100%射线检测, 达到Ⅲ级合格。 (2) 公称直径小于250mm的接管对接连接的焊接接头, 需按图样规定的方法对其表面进行磁粉或渗透检测, 按JB4730进行, 达到I级合格。
参考文献
[1]邹同华, 杜建通, 刘晓东.板式换热器设计选型及使用中应注意的问题[J].制冷与空调, 2000 (01) .
[2]邱靖.板式换热器常见故障分析及改进性研究[J].价值工程, 2013 (17) .
换热通道 篇4
自然对流由于其低能耗、低噪音、高稳定性等特点有着广泛的应用,尤其在电子器件冷却方面[1]。许多研究者对通道内自然对流换热特性展开了广泛的研究,典型的通道换热模型主要分为三类垂直通道。Bar-cohen等[2]建立了一侧为等温或等热流竖壁的通道模型,推导了通道内充分发展Nu数的关系式。Dehghan[3]研究了一侧带有离散平面热源的底部封闭二维垂直通道,发现离散热源会引起腔内工作介质更强的流动。Rao等[4,5]研究了带有离散凸出热源的周期性垂直单通道,提出了通道内最大温度的关系式。上述文献中的工作介质的参数特性均假设为常物性或者满足Boussinesq近似条件,而在实际工况中,当通道内外温差高于20 K时,这种近似假设会产生较大偏差。因此,有必要对通道内工作介质的变物性影响进行研究。为此,Guo等[6]研究了对称加热的垂直通道内物性变化对自然对流引起的空气流动的影响,发现相比于常物性和Boussinesq假设,考虑物性变化时,质量流速和平均Nu数偏小,并且当壁面温度或热流增加时,质量流速呈非单调的变化。此外,Zamora等[7]研究了不对称加热垂直通道内物性变化对空气流动的影响,发现了变物性对循环流的流动有很大影响,并且造成通道内质量流速变大。然而,上述文献没有考虑凸出离散热源的影响。
本文针对实际电子器件,建立了含有凸出离散热源的非对称加热二维垂直通道模型,采用Fluent软件模拟了通道内的流-固耦合换热,并研究了变物性在模型中对自然对流换热的影响。
1 物理模型和控制方程
在实际结构中,电子器件封装体由置于环氧或陶瓷夹层之间的薄芯片所组成[4]。含有凸出离散热源的非对称加热二维垂直通道的物理模型的几何结构如图1所示,图1(a)为单通道模型的示意图,(b)为模型的尺寸图。这里考虑的物理模型包含三组等间距Ls=Le=20 mm,等长度Lp=15 mm,等厚度B=5 mm,Lc=1 mm,通道宽度H=20 mm以及单位发热量相同的凸出热源的二维垂直通道,而通道左右边壁绝热,考虑板厚e=2 mm的左边PCB板的导热。
设工作介质为理想状态的空气,忽略辐射热传递、粘性热耗散和空气可压性的影响,通道内的温度、压力和密度满足p=ρRgT,其中空气的导热系数和动力粘度随介质温度变化的萨瑟兰规律为
式中 T——温度,K;
T0——参考温度,T0=273.11 K;
Ts、S——萨瑟兰常数,S=110.56 K;
λ0——参考温度下导热系数,λ0=0.024 15 W/m·K;
μ0——参考温度下的动力粘度,μ0=1.784×10-5Pa·s。
设封装和芯片的导热系数为1 W/m·K,PCB板的导热系数为0.1 W/m·K。
此模型的控制方程可建立为
而固体能量方程为
其中边界条件设置为
X=-e/L;H/L,U=V=∂T/∂X=0;
Y=0;1,U=V=T*=0,p=1;
初始条件为
T0=293 K,p0=101 325 Pa
式中 U=u·H/μ
V=v·H/μ
T*=(T-T0)/ΔT
p*=pρH2/μ2
Gr=gβρ2ΔTH2/μ2
ΔT=QL/λf
2 程序可靠性验证
2.1 网格无关性
首先在流-固表面处细化网格,采用的比例因子分别为1.05和1.10,如图2所示。接着在此基础上依次增加网格数量为22×125、44×250、66×375、88×500和110×625,其中不考虑进出口延伸区域的影响。
由于考虑到通道内温度较大时网格划分对计算结果的影响较明显,设每个热源发热量为50 W,比较Gr=1.076×106时两种网格计算得到的最大温度和平均Nu数,如表1所示,发现两种网格在同样网格数量时偏差小于0.2%,而网格数为66×375、88×500和110 ×625时,这两种网格的计算结果最大偏差小于0.2%。因此,网格数选取为88×500的第二种网格,可以认为此时网格数对计算结果无影响。
2.2 数值计算程序可靠性验证
周期性通道是一类特殊的单通道,它代表无限多相同换热通道,其中相同换热表示在一个周期内,每个通道对应点的温度相等,即T(x,y)=T(x+ne+nH,y)。基于文献[4]中的物理模型,采用周期性边界条件,采用常物性近似与Boussinesq假设,物性分别为密度为ρ=1.225 kg/m3,导热系数为λ=0.024 2 W/m·K,动力粘度为μ=1.789 4×10-5 Pa·s,热膨胀系数为β=0.003 361/K,固体物性与第一部分物理模型相同,代入文献[4]中的无量纲最大温度关系式T*max=0.59 Gr-0.24,得到一组无量纲最大温度的数据,与本文数值计算结果相比较如图3所示。
从图3中可以看出两曲线几乎重合,最大偏差为1.1%,因此认为模拟的计算结果正确,即程序是有效的。
同样,从文献[4]中的无量纲入口速度关系式 中,得到相同Gr数下的无量纲入口速度数据,与数值计算结果相比较,如图4所示。
考虑物性变化的影响,在所有相同条件下,设置空气为理想流体,并且设空气的导热系数和动力粘度随通道内温度变化,具体公式采用萨瑟兰德公式,见本文第一部分。此时得到的计算结果与文献中的数据相比较,如图5所示。
从上图可以看出,变物性的最大温度低于常物性的温度,平均偏差为3 K,因此可以认为采用文献[4]中的关系式对最大温度的估计仍存在偏差,我们采用拟合的方法,得到关系式。
T*max=0.530 12Gr-0.137 446 (8)
这里仅在Gr<106时成立。然而考虑到实际情况中热源发热量的限制,认为Gr数在此范围内已足够。
3 计算结果及讨论
对本文的单通道物理模型的对流换热过程进行计算分析,首先考虑热源发热量分别为0.5 W、5 W和25 W,通过观察通道的等温线图与流线图,我们比较变物性和常物性下,不同Gr数对通道内最大温度和引入质量流速的影响。
图6为通道内等温线图,可以看出,下部热源温度依次低于上部热源,在顶部热源块处温度达到最大值。比较图6中(a)和(b)两图,发现考虑变物性时通道内热分布区域相比于常物性时热分布区域更贴近热源块,这是由于变物性的影响会使得粘性随温度增加,进而产生粘性延迟,使得温度分布区域贴近热源块,并随着Gr数的增加,此热分布区域变小。
图7为通道内散热达到稳定时的流线图,显示了通道内的流动分布,从图3中可知当Gr达到一定值时,凸出热源块上部产生涡旋,使得此时自然对流流动显著。比较图7中(a)和(b)两图可以看出,当Gr>1.076×105时,考虑变物性的影响下,流线分布比常物性通道的流线分布更均匀,而且通道出口处无回流。这是由于考虑物性随温度变化时,当凸出热源块表面发热时,热源块表面密度降低,因而与通道内空气密度形成密度差而导致流动,引起通道内引入质量流速增加,换热增强。而Boussinesq假设中仅靠热膨胀系数来近似计算浮升力的变化,使得常物性通道的换热偏小。
图8所示为变物性和常物性时计算得到的通道内最大温度,在Gr<7.5×104时,温度的最大偏差小于0.5%,因此采用常物性和Boussinesq假设的计算结果与考虑变物性时基本相同。当Gr>7.5×104时,温差随着Gr数的增加而增大。这是由于引入质量流速随着Gr数的增加而增加,并且引入变物性时,通道内的粘性影响增加了浮升力,因此导致换热增强,进而使得通道内最大温度比常物性和Boussinesq假设时的计算结果偏低。
4 结论
通过上述实验和分析,我们得到如下结论:
(1)变物性会使得凸起热源附近的热分布区域有明显的减小,并且热分布区域随着Gr数的增加而更贴近热源块。
(2)由于变物性的引入,相比于常物性和Boussinesq假设,流线分布变得更均匀,且通道内的引入质量流速变大。
(3)当Gr<7.5×104时,考虑变物性对复杂通道内最大温度和平均Nu数的影响不大,而当Gr>7.5×104时,需要考虑变物性对换热的影响。
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换热通道 篇5
二氧化碳作为自然存在的工质,常温常压下是一种无色无味无毒不可燃的气体,具有良好的热力性质,它的单位容积制冷量非常大,并且其臭氧层破坏潜能为零(ODP=0),温室效应潜能非常小(GWP=1)[1]。二氧化碳制冷剂在20世纪30年代之前,曾经一度得到普遍使用,后来逐渐被CFCs替代。随着现代制冷剂研究对环保越来越重视,同时由于现代制造水平的提高,完全可以制造适应二氧化碳制冷剂的耐高压设备,1992年挪威技术大学Lorentzen教授关于跨临界CO2循环理论的提出[2,3],使得CO2作为制冷剂的应用又日趋广泛。
由于CO2的临界温度(31.1℃)比较接近环境温度,以CO2作为制冷系统工质时,其排气温度超过其临界温度,而且由于临界压力(7.4MPa)较高,因此CO2制冷循环的放热是在超临界区进行,此时高压换热器称为气体冷却器。
本文主要针对跨临界CO2制冷系统的放热进行研究,将微通道平行流换热器作为跨临界CO2制冷系统的气体冷却器进行实验。微通道平行流气冷器具有体积小、重量轻、结构紧凑、耐压能力强等特点,其换热效率高,空气侧流动阻力较小[4],并且其压降大的缺点也可由CO2超临界状态粘性小和CO2制冷剂液汽密度比大来克服,所以微通道平行流气冷器广泛应用于二氧化碳汽车空调系统中。本文主要研究二氧化碳制冷系统工况变化对微通道平行流气冷器换热效果的影响。
2 实验系统装置
二氧化碳制冷系统设计如图1所示。在原有跨临界CO2热泵系统基础上,从CO2压缩机出口处引出支流,将微通道平行流换热器作为跨临界CO2热泵系统的气体冷却器。在微通道平行流换热器(即平行流气冷器)的进口管道上沿着CO2流动方向分别装有截止阀、压力传感器、CO2流量计、温度传感器;在出口管道上沿着CO2流动方向分别装有温度传感器、压力传感器、单向阀、截止阀。
从图1可知,同时调节压缩机出口处并联的两个截止阀开度可以控制通过平行流气冷器的CO2流量,其数值可以由CO2流量计实时读取。管道上的各个压力传感器和温度传感器可以显示平行流气冷器进出口处CO2的压力和温度;系统压力的调节可以通过二氧化碳高压罐充注CO2高压气体来提升或通过排出CO2气体来降低。在平行流气冷器上平均分布有热电偶温度传感器;各个压力、温度、流量传感器分别与计算机相连,实验过程中计算机自动采集数据并进行分析。同时利用红外热成像仪实时观测平行流气冷器表面的温度分布变化情况。
3 实验设计工况
微通道平行流气冷器整体结构如图2所示。平行流气冷器材料为全铝,气冷器两边集流管中间平行分布有微通道扁管。微通道扁管的结构如图3所示,微通道平行流气冷器结构的具体参数见表1。
实验时室内空气温度为29℃,气冷器后面装有风扇,通过气冷器表面的风速为4m/s,气冷器进口压力为7.5MPa-9.5MPa,通过气冷器的CO2质量流量为110-470kg/h,分别调节系统的压力以及CO2的质量流量对平行流气冷器进行实验,对气冷器的换热量、出口温度、表面温度分布等进行分析,研究工况变化对换热效果的影响。
4 实验结果及分析
如图1所示,实验过程中系统压力、通过平行流气冷器的CO2流量、气冷器进出口CO2温度以及气冷器表面温度分别都由计算机实时采集。由于平行流气冷器中CO2制冷剂是处于超临界状态,在放热过程中没有相变区,在实验过程中气冷器和外界只有热量交换,而无功的交换,其热交换量可以由通过气冷器的二氧化碳焓差变化得出。实验分析得到在气冷器入口温度相同时,随着CO2质量流量的增大,气冷器出口温度逐步上升,气冷器总体换热量也稳定上升。图4为系统压力在超临界状态下平行流气冷器换热量随CO2质量流量的变化曲线关系。从图4可以看出,随着CO2质量流量的增大,气冷器的换热量稳定提高,这是由于超临界状态下的CO2流速增大导致微通道管内雷诺数增大,从而加强了对流换热。
如图4所示,CO2流体实验压力越接近临界压力,气冷器散热能力越强。这是由于CO2流体在临界点处的比热最大,当处于超临界压力时,比热的峰值降低,而且压力越高,峰值越小[5]。由于微通道平行流气冷器冷凝压降较大,因此实际系统设计时,应使系统压力在满足全铝平行流气冷器压降的前提下靠拢临界压力;同时在合理的系统压力下,适当增大制冷剂质量流量可以增强换热效率,从而提高系统的制冷率,实现系统的高效和安全运行。
图5是平行流气冷器在系统压力为8.5MPa时,不同二氧化碳质量流量下表面温度分布状况。从图5中各等温线可以看出:CO2流体从气冷器右上入口处进入气冷器后,温度向左下气冷器出口处逐渐下降;右上入口处附近高温区域面积CO2质量流量的增加向右下扩充,由于CO2流体进入气冷器后开始主要沿着集流管向下流动,高温区域的扩大说明在稳定系统压力下,入口温度随质量流量的增大而增大,同时气冷器中间区域由于在风扇作用下风速比边缘区域较快而强制换热效果更好;随着CO2流量的增大,向左下出口方向移动的等温线间距加大,表明平行流气冷器整体的换热量增加,逐渐向热饱和状态靠近。因此在设计全铝微通道平行流气体冷却器系统实验时,可以增大均匀风速改善气冷器散热,同时根据等温线分布可以适当改变平行流扁管空间布置和扁管截面内径设置以使换热器表面换热达到更佳效果。
5 结论
(1)由于超临界状态下的CO2流速增大,导致微通道管内雷诺数增大,从而加强了对流换热的影响,在相同系统压力下,气冷器表面换热效果随着CO2质量流量的增大得到加强,随着系统压力的增大,换热量的增大速度相应减慢。
(2)二氧化碳超临界流体在临界点附近物理性质变化较大,但此时比热峰值最高。因此通过气冷器的CO2质量流量相同时,CO2流体实验压力越接近临界压力,气冷器散热能力越强,因此为了得到更好的换热效果,应设计系统压力在系统压降的前提下尽量靠拢临界压力。
本文对一定系统压力时不同CO2质量流量下气冷器表面温度分布进行了分析,对微通道平行流气冷器在跨临界二氧化碳制冷系统中的实验设置进行了探索,得出的结论对微通道平行流气冷器的结构设计有一定的参考意义。
参考文献
[1]丁国良,黄冬平.二氧化碳制冷技术[M].北京:化学工业出版社,2007.
[2]Lorentzen,G,Revival of Carbon Dioxide as a Refrigerant[J].Int,Journal of Refrigeration.1994,17(3):292.
[3]Lorentzen,G.The Use of Natural Refrigerants:a Complete Solution to the CFC/HCFC Predicament[J].Int.Journal of Refrigeraton,1995,18(3):190.
[4]陆平,陈江平,陈芝久.微通道平行流气冷器流量分配的数值模拟[J].应用科学学报,2007,25(3):317-322.
换热通道 篇6
随着芯片向小型化、集成化、高速化发展, 芯片热流密度越来越大, 芯片性能的有效发挥和进一步提高受到散热瓶颈的制约。微通道液冷技术被认为是解决高热流密度芯片散热问题的有效方式。微通道冷板的结构原理如图1所示。
自上世纪80年代以来, 国内外学者已对微通道液冷作了许多研究。Xu[1]对水力学直径为30到344微米的微通道, 在Re数为20到4000范围内进行了研究, 结果表明基于连续流体假设的N-S方程仍然成立。Zeighami等[2]研究了深为150微米、宽为100微米的微通道的转捩点约为Re=1600, 研究表明, 对于微通道而言, 层流变湍流的转捩点提前了。
揭贵生等[3]从理论上对矩形截面微通道的结构参数与散热热阻的关系进行了推导, 据此可对各通道参数进行优化选择。徐德好[4]应用Flotherml软件对系列尺寸的矩形微通道冷板进行仿真分析并验证, 获得了冷板换热性能与流道结构参数的关系。
综上所述, 学界目前普遍认为在不涉及相变时, 连续介质假设成立, N-S方程和傅立叶导热定律对微通道内的层流液体流动仍具有适用性。因此, 基于N-S方程的CFD软件CFX可用于对微通道换热进行仿真分析。
本文在AWB14.0平台下建立矩形微通道冷板的仿真模型, 应用CFX分析微通道各参数对换热性能的影响。
1 仿真模型的建立
本文利用NX7.5建立冷板的三维模型。典型结构参数为流道宽度D=0.5mm, 深度H=2mm, 间距T=1mm, 流动方向长度L=30mm, 流道数目16。芯片长×宽×高=30×16×2.5 (mm) 。冷板出、入水口直径均为4mm。芯片材料为硅, 冷板基体为Al5A06, 冷却介质为水。结构模型导入AWB后, 在满足网格无关性, 且兼顾网格总量的前提下划分网格 (流体边界层为4层) 。最终建立的仿真模型如图2示。
仿真计算中对模型作如下假设和简化:
(1) 流体为常物性, 且为定常流动;
(2) 忽略辐射和空气自然对流散热;
边界条件设置如下:
(1) 芯片和冷板的接触面为固固传热, 流体和冷板的接触面为流固传热;
(2) 热源和冷板的外壁面为绝热面;
(3) 流体入口设为速度入口 (1m/s) , 25℃, 出口设为压力出口 (大气压) ;
(4) 芯片作为体热源 (折合面热密度为50W/cm2)
2 仿真结果分析
由文献[3]的理论分析可知, 在冷板外形尺寸一定的前提下, 换热性能的影响因素主要有流量、流道深度、流道宽度、流道数目等。对微通道的换热性能按换热系数h1和换热效率k评价, 其定义为
式中:Q——热源的发热量 (W)
Asource——热源和冷板接触面积 (m2)
Twc——热源表面平均温度 (℃)
Tave——为进出口冷却液平均温度 (℃)
qL——冷板流量 (m3/s)
△P——进出口压力损失 (Pa)
h1直接影响芯片的结温, 结温的高低对其使用寿命影响很大, 且一般都有结温限制。k为换热系数与消耗的泵源能量之比, 表征冷板的换热效率。
2.1 入口流速对冷板性能的影响
冷板结构尺寸如1所述不变, 入口流速取不同值, 并保证流道内Re<1600, 即符合层流状态 (后面各例同理) 。换热系数h1和效率k与入口流速关系如图3示
换热系数随入口流速增大而增大, 但增速趋缓;由于压力损失急剧增加, 导致效率随流速增大而急剧减小。因此在选择流量时应综合考虑。在满足散热需求的前提下选择小的流量较为合适。
2.2 流道深度对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道深度H的关系如图4示。
换热系数随流道深度增大而先增大, 后减小, 存在极大值, 在深度为3mm附近;效率k随深度增大而增大, 但增速趋缓。因此, 流道深度的选择需要综合考虑。由于从极值点再增大深度换热效率提高并不明显, 反而牺牲了换热系数, 笔者认为取换热系数最大的深度较为合适。
2.3 流道宽度对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道宽度的关系如图5示。
换热系数随流道宽度增大而减小, 效率随宽度增大而增大, 均趋缓。因此, 流道宽度的选择需要评判换热系数和效率的重要性, 综合考虑。
2.4 流道数目对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道数目的关系如图6示。
换热系数和效率均随流道数目增大 (周期T减小) 而增大, 均趋缓。因此, 在不显著增加加工难度的前提下, 增大流道数目可以有效提高冷板换热系数和效率。
3 结论
(1) 本文分析了流量, 流道高度、宽度、数目对矩形截面微通道冷板性能的影响, 得到了换热系数和效率随各参数的变化规律, 结果对于该类型冷板的设计具有一定的指导意义。
(2) 本文应用CFX仿真分析的结果与文献[4]的相关结论一致, 从而对于更为复杂的无法理论分析的微通道冷板模型, CFX仿真分析方法具有很好的应用前景。
摘要：本文建立了截面为矩形的微通道冷板模型, 应用CFX软件仿真分析了流量、流道高度、宽度、数目对换热系数和效率的影响规律。仿真结果表明:单一变量情况下, 流量越大, 换热系数越大, 但效率下降;流道深度越大, 效率越高, 换热系数存在极大值;流道宽度越大, 换热系数越小, 换热效率越大;增加流道数目可以同时提高换热系数和换热效率。
关键词：微通道,液冷冷板,CFX,数值仿真
参考文献
[1]Xu, B., Ooi, K.T., and Wong, N.T., 2000, Experimental Investigation of Flow Friction for Liquid Flow in Microchannels, International Communications in Heat and MassTransfer, 27, pp.1165-1176.
[2]Zeighami, R., Laser, D., Zhou, P., Asheghi, M., Devasenathipathy, S., Kenny, and Goodson, K., 2000, Experimental Investigation of Flow Transition in Micro-channel Using Micro-resolution Particle Image Velocimetry, Proceedings of ITHERM 2000, Volume II, pp.148-153
[3]揭贵生, 大容量电力电子装置中板式水冷散热器的优化设计[J], 机械工程学报, 2010年1月, 第46卷第2期
换热通道 篇7
1 基于微通道换热器构建下的制冷空调系统的主要优势
过去使用的换热器大多为铜管铝翘片换热器, 其性能较差, 不够高效环保。基于微通道换热器构建下的制冷空调则具有以下明显优势:
1.1 高效紧凑。
微通道换热器采用的是最先进的科学技术, 内部属于多孔扁形式, 且翘片与管子之间是用焊接方式连接的, 消除了热阻, 导热性更强。此外, 微通道换热器还运用了扁管, 最终产生的热边界层有助于强化空气侧的传热性, 制冷剂被切割成多个平行运行的通道, 减少了内部压力。
1.2 节约材料。
相对于铜管铝翘片换热器的使用, 新的微通道换热器在材料、运输等方面都有了明显的改善, 系统层面与过去的设备相比也有了巨大的优势。在具体工作中, 制冷剂的使用量更少, 综合成本优势突出, 可节约大量资金。
1.3 有助于可持续发展。
铝材质是微通道换热器使用的最多的材料, 与过去回收时还需进行铜铝分类处理相比, 其步骤更加简洁, 材料能够实现循环使用, 且回收成本更低。与此同时, 在换热器加工实施过程中, 可以采用自动化控制手段进行作业, 且不会产生有害物质, 更加环保节约。由于系统制冷剂应用量的降低, 外漏的不良资源也会大幅度减少, 对社会环境的污染大幅度降低, 有助于制冷空调的可持续发展。
2 基于微通道换热器下的制冷空调在实际应用中存在的困难
微通道换热器在我国属于一项新兴技术, 其在制冷空调中的应用时间尚短, 在具体应用中还存在工艺、成本、技术、可靠性等多种问题。
2.1 制冷剂分配问题。
当微通道换热器被当做蒸发器使用的时候, 其在各个换热管道中无法保证合理分配, “干蒸”与“供液过多”现象较为严重, 由于制冷剂分配不均而产生的系统问题更是非常明显。除了自身参数影响, 节流管直径、位置方向、隔板位置等性能情况对制冷空调的影响也颇大, 是相关研究者急需解决的问题。
2.2 凝结水问题。
平行流动的扁管是微通道换热器中最为常见的设备, 在使用时会增大凝结水与换热器之间的接触面积, 导致换热器表面出现水凝结现象, 且不易排出。
2.3 空气侧气流组织问题。
在制冷空调的换热器顶端安装抽风式风扇是最为常见的一种方式, 设备安装完成后, 外部气流在风扇的作用下进行换气。这种原始的方式会造成顶部通风量的严重不均匀, 且它的气流分布还会削弱换热器的性能指标, 减小设备的迎面风速, 提高耗能。
3 基于微通道换热器构建下的制冷空调系统实践
从上述内容中, 我们可清晰直观地看到在制冷空调中应用微通道换热器下具有的明显优势, 并且了解了其存在的主要弊端。下面我们就来谈谈如何在制冷空调中应用微通道换热器, 找到其未来的发展前景。
3.1 传热性能
微通道换热器追求的就是一种高效的换热性能和紧凑的结构体系, 从以往较宽的换热器到现在孔径较小的扁管换热器, 无论外表怎样变化, 其强化传热的作用始终如一。具体而言, 微通道换热器的翘片得到了进一步优化, 与流量、压降、空气侧气的关系更加紧密。换热器在布置中也充分考虑了集流管的方向问题, 改善了凝结水的排除状况, 扁管的具体数目更加合理, 制冷剂使用量得到了降低。在此基础上, 微通道换热器的换热性能也随着流程数的增加而得到了增多, 特殊结构集流管的设计更加科学, 其在改善换热性能的基础上实现了制冷剂的均匀分配。
3.2 可靠性
微通道换热器构建下的制冷空调系统实现了新材料和新管型的开发利用, 两者在设备可靠性上都具备无可比拟的优势。高强度翘片的材料运用具有良好的抗塌陷性和导热性, 它的强度更高、抗腐蚀性更强, 不仅减少了在材料上的资金支出, 减轻了重量, 还保护了保障管不易穿孔的特点, 减小了材料使用厚度, 节约了成本。新管型的开发则包括集流管和扁管两部分, 企业制造商根据制冷空调类型、型号的差异, 选用不同种类的设备, 开发出适用于不同环境的微通道换热器, 从而在具备良好热性能的基础上, 提升价格优势。
3.3 对行业标准实施统一规划
在制冷空调中应用微通道换热器设备已经成为大势所趋, 但在实际使用中还存在很大的问题, 新技术、新工艺的有效运行也不是一个简单的过程。为了切实提升它的使用效率, 各相关单位和相关人员一定要对微通道换热器在制冷空调中的使用制定统一的规划标准, 制定严格的制度体系, 明确具体的加工工艺和检验方法, 掌握空调制冷行业的基本规范, 提升产品的整体质量性能, 降低企业开发风险, 从而提升该行业的整体水平。
4 结语
总而言之, 在社会主义现代化建设水平逐步提升的大背景下, 在科学技术不断创新的前提下, 我国的制冷空调设备受到的社会关注度日益提高。基于微通道换热器的制冷空调系统已经实现了大规模应用, 它具有过去换热器无可比拟的优越性, 其传热性更加高效, 具有更好的抗腐蚀性, 且紧凑结构, 价格优势突出。当然, 它在实际应用中也存在很多问题。为了在制冷空调中有效应用微通道换热器, 我们一定要明确了解以往设备在运行中存在的弊端, 并找到有效的手段予以完善, 进而提高制冷空调行业的整体水平。
参考文献
[1]丁汉新, 王利, 任能.微通道换热器及其在制冷空调领域的应用前景[J].制冷与空调, 2011, 04:111-115+110.
[2]张超, 刘婷, 周光辉.微通道换热器在制冷空调系统中的应用分析[J].低温与超导, 2011, 09:42-46.
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[4]张荣荣, 杨静, 陆向迅, 蒋建龙, 刘孝新, 黄宁杰.微通道换热器在户式中央空调上应用的实验研究[A].中国制冷学会 (TheChineseAssociationofRefrigeration) .中国制冷学会2009年学术年会论文集[C], 2009:4.