泵驅動的制冷劑相變冷板冷卻系統實驗研究

王澤嵩 劉金平,2,3 周 易 朱文杰 陳建勛 劉 凱

(1 華南理工大學電力學院 廣州 510641;2 廣東省能源高效清潔利用重點實驗室 廣州 510641;3 亞熱帶建筑科學國家重點實驗室 廣州 510641;4 上海海立電器有限公司 上海 201206)

隨著電力電子技術的快速發展,在新能源汽車、風能發電、光伏發電、軌道交通、航空航天等領域,元器件的小型化和性能的提升使電子器件功率不斷提高[1],對散熱和溫控提出了更高的要求。半導體元件的溫度升高會造成其可靠性大幅降低[2],有超過50%的電子器件故障是由于熱失控引起的[3]。隨著“碳達峰”和“碳中和”目標的不斷推進,電氣設備冷卻所需的能耗逐漸受到關注。相變冷板冷卻技術具有換熱性能好、阻力小、功耗低、表面溫度分布均勻等優點[4-6]。

對于相變冷板冷卻技術,國內外有很多學者設計了不同流通結構的冷板,并對冷板的換熱性能、阻力特性、通道內的沸騰傳熱特性等進行了研究。王佳選等[7]通過實驗實現了10 kW熱源的散熱,發熱元件表面溫度可以穩定在63～70 ℃之間,所需工質質量比單相散熱系統所需工質質量減少70%,各支路間溫差在5 ℃以內,并對阻力特性進行了描述。戰斌飛等[8]設計了全鋁材質的微通道液冷板,選用R22、R124、R142b、R236作為冷媒,對300 W散熱量冷板表面的溫度均勻性進行了研究。馮亞利等[9]選用R134a作為冷卻介質,對熱流密度為0.4～5.5 W/cm2下不同支路的流量分配特性進行了研究。何智光等[10]設計了一套以R134a為冷媒的微槽道兩相流循環散熱系統,可將散熱熱流密度為3 W/cm2量級、總散熱量在50～150 W量級的CPU本體溫度穩定控制在50～60 ℃。李晨陽[11]設計了一種面向 IGBT 散熱的微通道流動沸騰散熱器,對采用工質為 R245fa 以及R245fa 與 R134a 混合的非共沸混合工質的流動沸騰換熱特性進行了實驗研究,采用非共沸混合工質有效延緩了局部干涸或燒干的出現,更不容易出現傳熱性能明顯惡化的情況。許茗宸[12]對不同通道長度的微通道蒸發換熱情況進行了對比研究,發現通道增長,通道的壁面溫度升高;通道數目的增多,通道內制冷劑分布的不均勻性增加。顏俏[13]對微通道內R134a流動沸騰換熱機理及流型進行了研究,提出了可用于微通道冷卻單元最佳長徑比和最佳通道長度設計的方法。Li Xuejiao等[14]設計了30個平行的截面尺寸寬、深均為500 μm,總長度為30 mm的矩形微通道組成的微通道散熱器,在熱流密度為80.212 W/cm2時,散熱器壁溫可控制在約50 ℃。Zhang Chengbin等[15]設計了一種用于機械泵送的兩相微通道冷卻回路的壁溫控制的流量控制器和自抗擾控制器。李力等[16]研究了泵驅兩相冷卻系統充注量對系統運行特性的影響,系統允許的最大充注量受系統熱負荷的影響,系統內需保有不小于系統熱負荷產生的蒸氣體積的氣相空間。但現有研究對冷板溫差、接觸面溫差、界面接觸材料的選擇和界面壓緊力的描述較為模糊。

本文搭建了泵驅動的制冷劑相變散熱實驗熱系統,設計加工了銅、鋁兩種材質,10、15 mm兩種流道高度的相變冷板,采用0.2 mm導熱相變化材料作為界面接觸材料,對于不同熱流密度、不同制冷劑流量、不同熱源位置情況下的冷板換熱性能、阻力特性、泵功耗等進行了實驗研究,在模擬熱源與冷板表面設置了溫度測點,可以更準確的描述冷板換熱性能和接觸界面的傳熱溫差。泵驅動的相變冷板可以有效應對散熱功率為1 kW、熱流密度為22.2 W/cm2的集中熱源,冷板傳熱系數最高可達26 kW/(m2·℃)。相變冷板的傳熱特性可由翅片效率計算式和沸騰傳熱表面傳熱系數計算式進行描述,用于指導冷板流道設計。

1 主要部件及實驗系統介紹

1.1 模擬熱源

實驗采用的模擬熱源如圖1所示,Al 6061鋁合金材質,用于模擬60 mm×75 mm的集中發熱熱源。模擬熱源上部設置了5個直徑為8.2 mm、深為55 mm的孔用于插入加熱棒,加熱棒表面涂抹導熱硅脂以減小熱阻。模擬熱源中設置了3組豎直間距為10 mm、直徑為1 mm、深為30 mm的熱電偶孔(ta1-3、tb1-3、tc1-3),熱電偶涂抹導熱硅脂后插入孔中測量溫度,用于推測模擬熱源表面的溫度(ta4、tb4、tc4)。

1.2 相變冷板

相變冷板由底板和蓋板組成,首先在底板上加工出高度為H、寬度為W、間距為WH的流道,再使用摩擦焊技術將底板和蓋板焊接在一起,以保證一定的耐壓要求,冷板內部流道和設計尺寸分別如圖2(a)、(b)所示。在相變傳熱過程中,不同流道的流量分配容易受到流道數量、長度、流量、熱流密度等影響[12-13,17],故將24個流道分為4個流程,每個流程由6個矩形通道組成,以保證流動均勻性。

圖2 相變冷板

共設計加工了流道高度H分別為10 mm和15 mm、材質分別為T2紫銅和Al 6061鋁合金的4塊相變冷板,設計參數如表1所示,其中n為通道數量,H為流道高度,K為擴展倍率,m為冷板質量,h為冷板厚度。擴展倍率是增加肋面后實際傳熱面積與冷板底面積的比值,按式(1)計算,隨著流道高度的增加擴展倍率增大。

(1)

表1 相變冷板設計參數

在相變冷板表面設有3條寬為1.5 mm、深為1 mm的槽,槽中設置了9個直徑為1 mm、深為2 mm的熱電偶孔(ts1-9),用于布置熱電偶測量與模擬熱源接觸的冷板表面溫度,如圖2(c)所示。

1.3 壓緊裝置與接觸面材料

壓緊裝置與接觸面材料如圖3所示。如圖3(a)所示,相變冷板和模擬熱源采用G型夾具夾緊,并由壓力傳感器測量壓緊力并計算壓緊壓強。在熱界面材料中,使用導熱相變材料可有效減小接觸熱阻[18],且具有較好的熱穩定性[19],接觸面采用導熱系數為8.5 W/(m·K)、相變溫度為45 ℃、厚度為0.2 mm的導熱相變化材料(Honeywell PTM7950)填充,如圖3(b)所示。達到相變溫度后,導熱相變材料軟化,在壓緊力的作用下厚度減小,可以很好的填充導熱界面,減小接觸熱阻。

圖3 壓緊裝置與接觸面材料

1.4 實驗系統

泵驅動的相變散熱實驗熱系統原理如圖4(a)所示,實驗系統由制冷劑循環系統和水循環系統組成。制冷劑循環系統主要由相變冷板、板式換熱器、儲液罐、制冷劑泵和流量計組成,選用R134a作為冷卻介質,由制冷劑泵提供動力,R134a在相變冷板中蒸發吸熱、在板式換熱器中冷凝放熱,實現散熱;水循環系統主要由水泵、水箱、風冷冷卻器、流量計、鉑電阻組成,設置水循環系統可以通過流經板式換熱器的冷卻水流量和進出水溫差計算R134a的冷凝換熱量,通過冷凝換熱量與模擬熱源加熱電功率進行對比,計算模擬熱源漏熱損失,對模擬熱源的熱流密度進行修正。實驗系統實物如圖4(b)所示,系統主要部件如表2所示,主要測量儀表如表3所示。

表2 實驗系統主要部件

表3 主要測量儀表

圖4 實驗系統

1.5 測試工況

實驗時,相變冷板進口制冷劑為飽和狀態,實驗對不同的冷板的換熱情況、冷板流動阻力、系統總阻力、泵的功耗等進行研究,實驗中的變量主要有:模擬熱源的熱量與熱流密度、制冷劑的流量、模擬熱源的位置等。熱源位置主要分為模擬熱源在冷板的上方和模擬熱源在冷板的下方,如圖3(a)所示。

2 實驗結果與討論

2.1 模擬熱源加熱電功率與板式換熱器冷凝換熱量對比驗證

制冷劑泵的輸入功率最終將轉化為系統的熱能,將模擬熱源的輸入電功率與制冷劑泵的輸入功率之和與制冷劑在板式換熱其中的冷凝換熱量進行對比,可以確定模擬熱源的漏熱損失,對模擬熱源與冷板接觸面的熱流密度進行修正。不同輸入功率下的板式換熱器冷凝換熱量情況如圖5所示,制冷劑在板式換熱器中的冷凝換熱量約占輸入總功率的95%,表明模擬熱源的發熱量大部分通過相變冷板以制冷劑汽化潛熱的形式帶走。

圖5 冷凝換熱量與加熱量對比

2.2 模擬熱源表面推測溫度準確性驗證

在散熱量為1 000 W時,模擬熱源中截面的熱流密度為22.2 W/cm2,可以根據模擬熱源中3組等距布置的熱電偶t1-3推測出模擬熱源表面溫度t4,溫度分布如圖6所示。根據線性回歸分析,R2值為0.999 18,溫度分布線性度好,曲線斜率為1.325 1 ℃/mm,可算得Al 6061的導熱系數為167.53 W/(m·K),查物性參數表Al 6061的導熱系數為160 W/(m·K),實驗值與理論值相差4.7%,說明推測出的溫度t4可以較好的反映模擬熱源表面的溫度。

圖6 模擬熱源表面推測溫度準確性驗證

2.3 熱流密度、制冷劑流量影響分析

實驗對編號為Cu-15的冷板進行了不同熱流密度和不同流量下的換熱性能、冷板阻力、系統阻力、和泵功耗研究。其中制冷劑的流量以制冷能力Φ進行表征,定義為流經冷板的制冷劑完全汽化吸收的潛熱量,如式(2)所示。

Φ=qmγ

(2)

制冷劑流量、熱流密度對換熱性能、阻力特性影響如圖7所示。由圖7(a)、(b)可知,模擬熱源表面與制冷劑溫差、冷板表面與制冷劑溫差隨熱流密度的增大而增大,隨制冷劑流量的增大而減小,且減小趨勢減緩;如圖7(c)所示,冷板傳熱系數隨制冷劑流量和熱流密度的增大而增大,且增速減緩;如圖7(d)所示,模擬熱源與冷板表面接觸溫差與熱流密度近似成線性關系,與制冷劑流量無關,接觸熱阻近似為一定值。

圖7 制冷劑流量、熱流密度對換熱性能、阻力特性的影響

如圖7(e)所示,冷板阻力隨制冷劑流量的增大而增大,且曲線趨于陡峭,冷板阻力隨熱流密度的增大而增大,熱流密度對阻力的影響較小;如圖7(f)、(g)所示系統總阻力和泵功耗隨制冷劑流量的增大而增大,熱流密度的影響不顯著,泵功耗與系統總阻力趨勢一致,主要受制冷劑流量影響,由于熱流密度對冷板阻力的影響有限,冷板阻力占系統總阻力的比例較小,熱流密度對系統總阻力影響較小。

2.4 循環分析

系統采用天然冷源進行散熱,泵驅動的相變冷板冷卻循環的壓焓圖如圖8所示,1點為制冷劑泵進口、2點為制冷劑泵出口、3點為相變冷板進口、4點為相變冷板出口。制冷劑在相變冷板中的蒸發壓力大于其在冷凝器中的冷凝壓力,使其蒸發溫度高于冷凝溫度。泵為制冷劑提供了能量,使制冷劑克服阻力進行循環,其阻力主要來源于冷板、冷凝器和沿程管路。

圖8 泵驅動的相變冷板冷卻循環壓焓圖

增加流量可以獲得更大的傳熱系數,減小冷板溫差,但傳熱系數隨流量增加變化趨于定值,冷板溫差使蒸發溫度提高,冷板表面溫度為蒸發溫度和冷板溫差之和,當流量增至某一值后,繼續增加制冷劑流量,冷板表面和熱源表面溫度反而升高。例如,當R134a的飽和溫度為30 ℃時,飽和壓力增大100 kPa,飽和溫度提高5 ℃,若使用低壓制冷劑時溫差更為顯著。所以減小冷板和系統其他部件的阻力、選擇合適的制冷劑流量對于使用天然冷源的泵驅動的相變冷卻系統十分重要。

2.5 冷板流道、材質、熱源位置影響分析

實驗研究了在散熱量為1 kW、熱流密度為22.2 W/cm2時,制冷劑的流量、模擬熱源的位置對不同冷板的換熱性能、流動阻力、系統總阻力和制冷劑泵功耗的影響,接觸面材料均使用相同的厚度為0.2 mm導熱相變化材料,控制接觸面壓強為500 kPa。

不同冷板換熱性能、阻力特性對比如圖9所示,由圖9(a)、(b)可知,隨制冷劑流量增大,模擬熱源表面與制冷劑溫差、冷板表面與制冷劑溫差減小并趨于穩定。如圖9(c)所示,冷板傳熱系數隨制冷劑流量的增大而增大,且曲線趨于平緩。對于不同冷板,紫銅的導熱系數為386 W/(m·K)大于鋁合金的Al 6061的160 W/(m·K),故銅制冷板的傳熱溫差小于鋁制冷板,在相同工況下傳熱系數可提高30%～60%;對于不同的流道高度,在相同制冷劑流量下,流道高度窄的冷板中制冷劑的流速更快,雖然擴展倍率較小,但具有較高的翅片效率,在小流量下傳熱系數可提高50%,故傳熱溫差更低;對于不同的加熱形式,熱源在下端的加熱方式有更大的傳熱系數,這與制冷劑液體由于重力作用主要集中在相變冷板的下方,出現氣液分離現象有關。

圖9 不同冷板換熱性能、阻力特性對比

如圖9(d)～(f)所示,相變冷板的阻力、系統總阻力和制冷劑泵的功耗隨制冷劑的流量增大而增大。在相同制冷劑流量下,流道高度窄的冷板中制冷劑的流速更快,故阻力更大;在下方加熱時,阻力略大于上方加熱的情況。

在對4塊冷板進行實驗研究后,材質為T2紫銅、通道高度為10 mm的相變冷板在熱源從下方加熱時具有最好的換熱性能,傳熱系數最高可達26 kW/(m2·℃)。在換熱量為1 kW,熱流密度為22.2 W/cm2,制冷劑制冷能力由3 kW增至6 kW時,冷板表面與制冷劑的溫差由12 ℃降至9 ℃,模擬熱源表面與制冷劑的溫差由15.5 ℃降至12.5 ℃,并趨于穩定,模擬熱源表面與冷板表面的接觸溫差約為3.5 ℃,此時冷板阻力小于5 kPa、系統總阻力小于20 kPa、制冷劑泵的功耗小于20 W。當環境溫度為40 ℃,冷凝溫度為47 ℃時,熱源表面溫度約在60 ℃,可以很好的滿足散熱需求。對大多數大功率、高熱流密度電氣設備的冷卻,在我國大部分地區可采用自然冷源,可大幅度擴大自然冷源的應用范圍,顯著降低電氣設備冷卻的運行費用。

3 傳熱特性研究

本節對冷板內的熱傳導過程和沸騰傳熱過程進行了分析和計算,相變冷板可看作矩形截面直肋擴展表面進行計算。

翅片效率[20]:

(3)

其中,

(4)

H′=H+δ/2

(5)

肋面總效率:

(6)

以底面積為基準的傳熱系數:

(7)

沸騰傳熱表面傳熱系數采用Kandlikar關聯式[21]進行計算:

(8)

其中,

(9)

Rel=vm(1-x)di/μl

(10)

(11)

(12)

(13)

冷板內表面的溫度可以通過冷板表面溫度減去冷板表面金屬的傳熱溫差進行修正,使用肋片效率計算式(3)～式(7)可算得通道內實際制冷劑沸騰傳熱表面傳熱系數;通過質量流率、干度等參數根據Kandlikar傳熱關聯式(8)可算得理論制冷劑沸騰傳熱表面傳熱系數。實際沸騰傳熱表面傳熱系數與理論值的對比結果如圖10所示,實驗值與理論值吻合度較高,流道高度為15 mm,最大偏差約為20%;流道高度為10 mm時,最大偏差約為10%。

圖10 表面傳熱系數理論計算與實驗值對比

在Kandlikar傳熱關聯式(8)與實際計算出沸騰傳熱表面傳熱系數偏差為20%的情況下,使用理論傳熱系數和肋片效率計算式計算冷板的傳熱溫差,相比于實測值小于1 ℃,能夠較好的滿足冷板表面溫度的精度要求,通過式(1)、式(3)～式(13)可以有效指導相變冷板流道設計。

不同結構冷板在不同制冷劑流量下的肋面總效率對比如圖11所示,4塊冷板肋面總效率均小于0.6,且隨流道高度增加、制冷劑側傳熱系數增大、肋片材料導熱系數減小而減小。冷板流道高度增大,冷板擴展倍率增大,但肋片效率降低,且制冷劑流速降低、制冷劑側傳熱系數降低,流動阻力減小。故在流道設計時應綜合考慮擴展倍率、制冷劑側傳熱系數、肋片效率、流動阻力等因素,實現較好的換熱效果和較小的流動阻力。

圖11 不同結構冷板肋面總效率對比

4 結論

本文搭建了泵驅動的制冷劑相變冷板冷卻實驗系統,設計加工了4塊不同材質和流道高度的相變冷板,對散熱功率為200～1 000 W、熱流密度為4.4～22.2 W/cm2的集中熱源在制冷能力為3～11 kW和不同熱源位置時的冷板換熱性能、阻力特性及泵功耗進行了研究;分析了泵驅動的冷板冷卻循環,并對冷板內的熱傳導過程和沸騰傳熱過程進行了分析計算。得到如下結論:

1)冷板傳熱系數隨制冷劑流量增大和熱流密度的增大而增大,但增速減緩。冷板傳熱系數主要與冷板材質、通道高度、熱源位置有關。銅的傳熱系數大于鋁,在相同工況下銅制冷板的傳熱系數可提高30%～60%;流道高度窄的冷板中制冷劑的流速更快,雖然擴展倍率較小,但具有較高的翅片效率,在小流量下傳熱系數可提高約50%;熱源在下方時的傳熱系數大于熱源在上方的情況。

2)材質為T2紫銅、流道高度為10 mm的冷板在下方加熱時具有最好的換熱性能,傳熱系數最高可達26 kW/(m2·℃)。在應對散熱量為1 kW、熱流密度為22.2 W/cm2的集中熱源時,當制冷劑制冷能力小于6 kW時,模擬熱源表面溫度與制冷劑溫差小于15 ℃、系統總阻力小于20 kPa、制冷劑泵功耗小于20 W,可以利用天然冷源進行散熱并實現節能。

3)用鋁合金代替銅作為冷板材料,重量可以減輕70%,成本隨之降低,由于鋁的導熱系數不足銅的50%,肋片效率較低,故冷板傳熱溫差較大,但在應對1 kW的集中熱源時總溫差仍可控制在約20 ℃,可以滿足一些使用需求。

4)在熱源向制冷劑傳熱的過程中,熱阻主要由冷板的熱阻與接觸面的傳熱熱阻組成,接觸面的熱阻可占據傳熱過程中總熱阻的30%甚至更高,選用較好的界面接觸材料和合適的壓緊力減小接觸熱阻尤為重要。

5)泵驅動的相變冷板冷卻循環的蒸發壓力大于冷凝壓力,增大流量,可以提高傳熱系數、減小溫差,但阻力隨之增大,導致蒸發溫度提高,選擇合適的制冷劑流量、減小系統阻力對于控制熱源表面的溫度非常重要。

6)采用翅片效率計算式和Kandlikar沸騰傳熱表面傳熱系數計算式可以很好的描述冷板中的傳熱過程,使用理論公式計算出的冷板溫差與實際傳熱溫差的偏差小于1 ℃,可以用于指導冷板的設計。

符號說明

A——冷板底面積,m2

Af——肋片表面積,m2

Ar——肋片之間根部表面積,m2

Bo——沸騰特征數

Co——對流特征數

c1～c5——物性常數

di——當量直徑,m

Ffl——無量綱系數

Fr——弗勞德數

H——流道高度,m

H′——修正肋片高度,m

Pr——普朗特數

qm——制冷劑質量流量,kg/s

Re——雷諾數

t0——冷板底面溫度,℃

tf——制冷劑溫度,℃

W——流道寬度,m

WH——肋片寬度,m

x——制冷劑干度

λ——導熱系數,W/(m·K)

vm——質量流率,kg/(m2·s)

μ——動力粘度,Pa·s

αb——沸騰傳熱表面傳熱系數,W/(m2·K)

α——對流傳熱表面傳熱系數,W/(m2·K)

γ——汽化潛熱,J/kg

ρ——密度,kg/m3

φ——熱流密度,W/m2

δ——肋片厚度,mm

下標

l——液相

g——氣相