R-134a 在带空化入口微通道内的沸腾换热实验研究

1、文章编号：CAR171R-134a 在带空化入口微通道内的沸腾换热实验研究徐洪波1 田长青1 曹宏章1 梁楠1,2 司春强1,2(1. 中国科学院理化技术研究所，北京，100190；2. 中国科学院研究生院，北京，100190摘 要 针对微通道内流动沸腾过程中出现的振荡现象，引入了水力空化概念，并据此设计了两种不同水力直径、带空化入口结构的微通道。通过沸腾换热实验研究，带空化入口微通道内的流动沸腾未出现不稳定现象。结果表明较窄的通道沸腾换热系数较大，且加热功率相同时流量的增加会导致沸腾段液相含量的增加，反而抑制沸腾。最后，利用增强模型基本形式，通过数值迭代方法建立了适用于本实验的饱和流动沸腾两

2、相换热预测实验关联式，预测误差在±20%以内，预测平均绝对误差为11.9%。关键词 微通道 沸腾换热 空化入口 R-134aEXPERIMENTAL INVESTIGATION ON R-134a BOILING HEAT TRANFER IN MICROCHANNEL WITH CAVITATION ENTRYXu Hongbo1 Tian Changqing 1 Cao Hongzhang 1 Liang Nan 1,2 Si Chunqiang 1,2(1. Technical institute of physics and chemistry, CAS, Beijing,

3、100190; 2. Graduate university ofCAS, Beijing, 100190Abstract Two microchannel sections with different hydraulic diameters and cavitation entry were fabricated in order to solve the flow boiling oscillation in microchannel. The flow boiling experimental results show that there is no unstable two-pha

4、se flow observed in the experiments. The boiling heat transfer coefficient in the narrower microchannel is higher, and the increase of the flow rate with the constant heating power results in the content enhancement of liquid phase in the boiling section, which restricts the flow boiling. On the bas

5、is of the enhancement model, the boiling heat transfer coefficient correlation is fitted by numerical iterative method. Compared to the experimental data, the error of simulated results by the correlation is within 20%, and the meaning absolute error is 11.9%. Keywords Microchannel Boiling heat tran

6、sfer Cavitation entry R-134a器内沸腾换热不稳定两相流会引起气泡周期性充满0 前言 微通道，造成通道气堵，从而引起壁面温度急剧升高，造成散热器件不能得到有效冷却甚至被烧毁1。随着微电子、激光技术、航天技术的飞速发展，大功率电子元件的散热热流密度大越来越大，传统因此，如何控制微通道蒸发器内制冷剂不稳定两相的冷却方式已无法满足要求。微通道换热正是在这流动是保证微制冷系统正常工作的前提和基础。 种背景下发展起来的一种新型冷却技术。微通道内此外，由于微通道内流动沸腾换热机理的复杂比表面积大，加上相变气化潜热，使得微通道沸腾性，尽管目前对此进行了很多的实验研究工作，但换热在发热

7、热流密度大、发热面温度分布要求均匀至今尚未形成公认的微尺度通道内的沸腾换热机的场合，如二极管泵浦固体激光器散热，具有广阔理。而现有微通道蒸发器的设计又迫切需要相关理的应用前景。 论的指导，因此，对微通道内沸腾换热规律的研究具有重要意义。 对于采用微通道蒸发器的微型制冷系统，蒸发基金项目：国家自然科学基金项目（50676099）1 不稳定性抑制方法及实验验证作者简介：徐洪波，（1979-），男，助理研究员Bergles 和Kandlikar 在2005年首次系统地论述了微通道内流动沸腾过程中出现的振荡现象，认为振荡现象出现的主要原因是通道内气泡向上游快速生长，导致了逆向回流，并且建议了几种抑制振

8、荡的方式2；随后Kandlikar 3、Ali Kosar 4、王国栋和郑平5,6、Brandon Schneider 7,8等人均进行了不稳定性抑制方法的实验验证并取得了一定的研究成果。已有研究表明抑制沸腾过程中气泡的快速生长是抑制通道内沸腾过程中的振荡现象的一个有效方法。常规尺度水力空化的研究表明近壁面处空化泡的湮灭会产生高速微射流，如果在空化过程中伴随有沸腾过程，那么近壁面处空化泡的湮灭所产生的高速微射流则有可能击碎生长过程中的沸腾泡，从而避免大尺寸气泡的产生。而所谓空化是指液流流经的局部区域，压强若低于液体温度所对应的饱和蒸汽压，液体就会发生空化。在低压区空化的液体挟带着大量的空泡形成

9、两相流，因而破坏了液体宏观上的连续性，液流挟带着的空泡在流经下游压强较高的区域时，空泡将发生湮灭，因此空化现象包括空泡的发生、发育和湮灭，是一个非恒定过程。流体力学研究结果表明，在一定的流动状态下，水力空化必然发生，尤其是高流速以及出现绕流时对于触发空化极为敏感9-11，例如文丘里管、后台阶和孔板即为管内典型的空化结构。其中文丘里管喉部由于主流流速增大易于触发空化，而后台阶流动则是由于剪切涡层以及绕流涡的涡中心压力降低易于触发空化，孔板内的流动则综合了上述两种空化触发因素。我们将空化效应引入微通道。为获得近壁面的空化区，本文采用截面突扩的微通道形式，希望由截面突扩处的绕流涡触发水力空化。图1为

10、变截面微通道实验板结构。微通道实验板材料为紫铜，厚度为2mm ，中间为长度l a =10mm、通道宽0.1mm 、通道深0.2mm 的微通道1；两边对称的是长度l b =10mm、通道宽0.2mm 、通道深0.2mm 的微通道2；再向两边对称布置的是长度l c =10mm、通道宽3mm 、通道深0.2mm 的微通道3，其中通道1和2构成所考察的微通道。薄膜加热器长20mm ，宽15mm ，电阻27，布置在通道1、2的背面。 图1 微通道实验板结构 实验过程中保持制冷剂流量为18ml/min。图2(a(d 分别为加热量0W 、15W 、 33W 和59W 时制冷剂 R-134a 在通道截面突扩区

11、域的流型照片。可以看到在设置了空化结构（突扩截面）后，在加热量较大的变动范围内可以保持稳定的沸腾过程。由此可以确定引入水力空化效应后可以有效抑制通道内沸腾过程中的振荡现象。(a 加热量0W(b 加热量15W(c 加热量33W(d 加热量59W 图2 不同加热量时的流型2 空化入口微通道内流动沸腾实验为了能够较为准确进行沸腾段换热系数测算，对微通道实验板结构进行了改进，如图3(a所示。工质依次经过通道板进口1、通道2、通道截面突缩3、通道4、通道截面突扩5（空化结构）、通道6以及通道板出口7流动。在通道板背面刻槽，埋入热电偶，可以准确测量通道壁面温度，同时可以减少通道板沿通道轴向的导热，热电偶布

12、置如图3(b所示，通道板背面埋入6根热电偶测量通道壁面温度，其中热电偶1对应于通道4中心，沿流动方向间隔4mm 布置，直至热电偶6。布置热电偶后通道板背面保温。通道板进口联箱内温度、压力视为通道板进口温度T in 、压力p in ，通道板出口联箱内压力视为通道板出口压力p out ，沸腾实验中通道板出口温度为出口压力对应的饱和温度T outsat ，而不是通道板出口联箱内温度T out ，压力采用压力传感器测量。GFilm heater321(a 改进后的微通道实验板 GT 6 T 5 T 4 T 3 T 2 T 1(b热电偶布置位置图3 改进后的微通道实验板示意图2.1 实验目的及方法2.1

13、.1 冷态实验冷态实验的主要目的是估算单相流动时通道的摩擦阻力系数。通过调节实验系统中的冷水机组，降低通道板进口温度T in ，增加液体进口过冷度，测量流量和通道内的总压降；然后改变流量，进行不同工况下的冷态实验。依据常规尺度通道单相液流规律，单相液流通过通道各段的阻力损失分别为：通道板进口1：p 1=1×u 22/2 （1） 通道2：p 2= f 2×L 2/D 2×u 22/2 （2） 通道截面突缩3：p 3= 3×u 42/2 （3） 通道4：p 4= f 4×L 4/D 4×u 42/2 （4） 通道截面突扩5：p 5= 5&

14、#215;u 42/2 （5） 通道6：p 6= f 6×L 6/D 6×u 62/2 （6） 通道板出口7：p 7= 7×u 62/2 （7） 其中：为局部阻力系数；f 为摩擦阻力系数；L 为通道长度；D 为水力直径；为制冷剂液体密度；u 为流动速度。上述各段阻力之和即为冷态实验时通道板进、出口压降，即：P=7P i （8）i=1众多的微通道内单相流动研究表明通道内的流动摩擦阻力系数与R e 数相关，对于本文所采用的通道结构，通道2的截面积远大于通道4和6的截面积，则通道2的阻力p 2在总压降中所占比例很小；而通道4和6内的R e 数相差很小，可以认为近似相等，

15、由此可以假定三段通道内的流动摩擦系数相同，均为f ；各局部阻力系数沿用常规尺度通道的规律，仅与通道结构有关，通过实验测量压降和流量，即可估算出流动摩擦系数f 。2.1.2 沸腾实验沸腾实验的主要目的是测算通道内的沸腾换热系数。针对不同流量和加热量等各工况进行实验，测量流量、进出口联箱内压力和温度、通道壁面温度，通过可视化手段确定沸腾起始点(OLNB位置，其中通过变频调节泵转速调节流量，采用调压器调节加热量。沸腾换热系数测算时首先要确定单相液流段的吸热量。由实验所测流量参照冷态实验结果确定单相液流段的流动摩擦系数，通过可视化手段由流型确定沸腾段的起始位置(OLNB，则可根据单相液流段的阻力损失确

16、定沸腾段起始位置的饱和压力p OLNBsat ，得到对应的饱和温度T OLNBsat ，进而获得单相液流段的吸热量Q hl ，即：Q hl = c p ×m&×(T OLNBsat T in （9） 式中：c p 为液体比热， 为质量流量。则沸腾段吸热量为：Q hb =Q h -Q hl （10） 式中：Q h 为总加热量。沸腾段内流体平均温度为：T b = (T outsat +T OLNBsat /2 （11）通道壁面平均温度为： T 1nn T q h w =（12） i =1i A b其中： n 测温点个数；q h 沸腾段热流密度，W/m2； 测温点距通道表

17、面距离，m ； 基板材料导热系数，纯铜导热系数为398W/(mK；A b 沸腾段通道表面积，即沸腾换热面积，m 2。则通道内的平均沸腾换热系数为：h =Q hb /A b (T w -T b （13）2.2 实验数据及分析本文进行了两种通道截面尺寸的沸腾换热实验，各通道板的尺寸如下表1。表1 实验用通道板各部分尺寸实 验板长板厚通道通道2板编(mm(mm深度号(mm宽度长度水力(mm(mm直径(mmA 实验通道4通道6 板编号宽度长度水力宽度长度水力(mm(mm直径(mm(mm直径(mm(mmA B2.2.1 通道板A 实验数据图4为根据冷态实验数据估算出的不同流量下通道的平均摩擦系数f 。图

18、4 流动摩擦系数随质量流量的变化通过调节齿轮泵转速调节流量，实验中选择3种转速：30Hz 、40Hz 和50Hz ，共9个工况。在不同流量和加热功率下测量压降和温度，观测流型，根据实验结果进行沸腾换热系数计算，首先要确定单相液流段的吸热量。由每次所测流量参照冷态实验结果可以确定单相液流时的流动摩擦系数，由流型可以确定沸腾段的起始位置，因此可以根据单相液流段的阻力损失确定沸腾段起始位置的饱和压力，进而获得单相液流段的吸热量。对沸腾换热实验结果进行整理，可以得出图5(a(c所示关系。图5(a为不同泵转速时压降与加热功率的关系，图5(b为沸腾换热系数与加热功率的关系，图5(c为平均壁面过热度与加热功

19、率的关系。(a压降与加热功率关系(b沸腾换热系数与加热功率关系(c平均壁面过热度w,sh 与加热功率关系图5 沸腾换热实验数据结果由图5(a可以看到流量以及加热量的增加导致压降增大，而沸腾换热系数和平均壁面过热度的情况则有所不同，这是由于不同工况的沸腾起始位置不同所导致的沸腾段液相含量不同所造成的，对比图5(b和图5(c可以看到当泵转速为30 Hz和50Hz 时沸腾换热系数和平均壁面过热度随加热量的增加而增大，而转速为40 Hz时的沸腾换热系数和平均壁面过热度曲线则是不同的，这是由于通过观察，泵转速为30 Hz时OLNB 在通道4进口，泵转速为50 Hz时OLNB 在通道4出口。对比图5(b和

20、图5(c中加热量为23W 时泵转速30 Hz和40Hz 时的情况，以及加热量为8W 和15W 时泵转速40Hz 和50 Hz时的情况，可以发现在沸腾起始位置相同时流量的增加引起沸腾换热系数和平均壁面过热度的下降。上述实验结果说明沸腾换热系数和平均壁面过热度将随干度增加而增大。2.2.2 通道板B 实验数据图6为根据冷态实验数据估算出的不同流量下通道的平均摩擦系数f 。对比图4可以看出，由于通道板B 的横截面积比通道板A 的小很多，即使是在较小的流量情况下，其制冷剂流速也很高，因此其摩擦系数下降较快，很快达到阻力平方区。 图6 流动摩擦系数随质量流量的变化实验中选择5级转速，分别为30Hz 、3

21、6 Hz、40 Hz、45 Hz和50 Hz，每种转速下进行三种加热功率实验，因此共有15个工况。对实验结果进行整理，可以得出图7所示不同转速下沸腾换热系数与加热功率的关系。可以看出，通道B 实验结果与通道A 实验结果具有相同规律，即加热功率增加导致换热系数增大。同样，由于OLNB 位置不同的原因，泵转速为30 Hz时，沸腾换热系数在加热功率为23W 时随着沸腾换热面积增加反而有所降低。 图7 不同转速下沸腾换热系数与加热功率的关系2.3 通道板A 、B 实验结果的对比分析从图8可以看出，较窄的通道沸腾换热系数较大，在较高加热功率时尤为显著，但是流量增加可能导致换热系数减小，抑制沸腾，说明对应

22、一个加热热流密度存在一个最佳的质量流量使换热系数达到最大值。 (a Q =15W(b Q=23W图8 通道板A 、B 沸腾换热系数对比3 适用于本实验的换热系数关联式 对通道板 A、B 进行上述大量实验的目的就是 为了得到一个能适用于这类换热情况的换热系数 关联式，以便对后面的相变热沉设计在换热系数选 取方面有一个较可靠的依据。 现有的关联式可分为两大类，即区分流型的换 热模型和不区分流型的换热模型。区分流型的换热 模型将冷却工质在管内蒸发时的传热粗略地分为 两个换热区，核态沸腾和强制对流蒸发区。这两个 换热区内换热系数与热流密度和质量流速的关系 与典型的细小通道内流动沸腾换热的研究结果相 一

23、致。其中，核态沸腾对应的主要流型是泡状流， 强制对流蒸发对应的流型主要是环状流。但这种方 法计算起来比较复杂。 现有不区分模型的通道内流动沸腾换热模型 大致可以分为四类，即叠加模型、两者择大模型、 渐进模型和增强模型。 通过实验流型可以看到，在各种流量和加热功 率下，工质 R-134a 的气化量还是比较小，因此我 们认为微通道中的流动仍然以单相液流为主。据 此，在换热模型选取上我们选择了与实验现象相近 的增强模型。该模型以单相对流换热系数乘以增强 因子 E 作为总的换热系数，其基本形式为： htp = E hL 0.4 hL = 0.023Re0.8 PrL kL L dh 0.7 -0.86

24、 E = 1 + 100 Bo + 2.3Co q Bo= G hLg 0.5 0.8 1-x g Co= x L (16 图 9 是利用拟合关联式（16）和实验数据的比 较结果。由图可见，超过 94.4%的数据点都在±20% 的误差范围内。利用平均绝对误差公式（17）将所 有的实验数据与拟合关联式式计算的结果进行比 较，得出的平均绝对误差为 11.9%。 MAE = 1 htp,pred htp,exp × 100% N htp,exp (17 式中：N 为实验样本数。 htp = E hL 其中：E= f(Bo, Co； (14 Bo = q ，表示沸腾数； G hLg

25、 a b 1 x g Co = ，为对流数，a、b 为 x L 待定常数。 根据已有经验公式，可将增强因子表达为如下 形式： 图9 沸腾换热系数实验值与拟合值比较 4 结论 本文针对微通道内流动沸腾过程中出现的振 荡现象进行了分析，引入了水力空化概念，并据此 设计了两种不同水力直径、含空化入口结构的微通 道。通过这两种通道的沸腾换热实验研究，得到以 下结论： （1）针对微通道内出现振荡现象的主要原因，结 合常规尺度水力空化的研究结果，采用截面突扩的 通道形式将水力空化效应引入微通道沸腾过程，实 验流形表明在设置了空化入口结构 （截面突扩） 后， 在加热量较大的变动范围内通道中可以保持稳定 E

26、= 1 + A Boc + B Cod (15 式中 A、B、c、d 为待定常数。 则根据通道板 A 的实验数据， 可以用迭代方法 求得这些待定常数为： a=0.8；b=0.5；c=0.7；d=-0.86；A=100；B=2.3。 因此，我们对通道板 A 的实验数据进行拟合， 获得的变截面微通道内流动沸腾换热特性实验关 联式如下： 的沸腾过程，可以确定引入水力空化效应后能够有 效抑制通道内沸腾过程中的振荡现象。 （2）加热功率相同时流量的增加会导致沸腾段液 相含量的增加，进而引起沸腾换热系数和平均壁面 过热度的下降，抑制沸腾，这说明沸腾换热系数和 平均壁面过热度将随干度增加而增大。 （3）进行

27、了 0.5mm-1mm 和 0.2mm-0.4mm 两种不 同水力直径变截面微通道的实验，结果表明较窄的 通道沸腾换热系数较大。 （4）利用增强模型基本形式，通过数值迭代方法 建立了适用于本实验的饱和流动沸腾两相换热预 测实验关联式， 用这个新的关联式对通道板 B 的实 验结果进行了预测，并与实验结果进行了对比，发 现误差在±20%以内，并且实验的平均绝对误差为 11.9%。 参考文献 1 R. Mertz, A. Wein, M. Groll. Experimental investigation of flow boiling heat transfer in narrow ch

28、annelsZ. In Second European Thermal Sciences and 14th UIT National Heat Transfer Conference, Rome, May, 1996: 26-31 2 A.E. Bergles, S.G. Kandlikar. On the nature of critical heat flux in microchannelsJ. J. Heat Transfer, 2005(127: 101-107 3 S.G. Kandlikar, D.A. Willistern, J. Borrelli. Experimental

29、evaluation of pressure drop elements and fabricated nucleation sites for stabilizing flow boiling in minichannels and microchannelsZ. In Proceedings of ASME 3rd International Conference on Microchannels and Minichannels, ICMM2005-75197, 2005,Toronto, Ontario, Canada 4 A. Kosar，C.J. Kuo，Y. Peles. Suppression of Boiling Flow Oscillations in Parallel Microchannels by