基于SINDA/FLUINT的低温回路热管整机仿真分析

刘成志 杨 帆 董德平 陆 燕

(中国科学院上海技术物理研究所 上海 200083)

1 引言

自20世纪70年代发明以来，作为一种导热性能极佳的“复合材料”，回路热管以其传递热量大、传热温差小、传热距离长、能够有效地隔离振动等优点而被广泛应用到航空航天领域［1－2］。而随着空间制冷和探测技术的不断发展，越来越多的工程任务需要工作在200 K左右的低温回路热管进行探测仪器负载上废热的收集、传输与排散［3］。

针对低温回路热管(Cryogenic Loop Heat Pipe，CLHP)，目前的研究多以实验为主，但是低温实验通常成本高、周期长，而且结果易受外界因素的影响，为此通过开展仿真计算来探清CLHP的运行机制并指导未来的实验工作已成为CLHP研究的一个重点。以此为出发点，本文采用热流分析软件 SINDA/FLUINT对CLHP进行了一维稳态建模，研究了CLHP压降、漏热等工作特征随热负荷的变化趋势，并将CLHP工作温度的理论计算与实验值进行了对比，证实了仿真模型在一定热负载范围内的可靠性，最后给出了特定工况下CLHP内部工质温度、压力和干度随流动距离的变化情况。

2 CLHP及其仿真模型

图1 低温回路热管的模型及实物图Fig.1 Model and picture of CLHP

图1为CLHP的模型和实物图，该CLHP没有使用次蒸发器的结构设计，主要是利用冷凝器内部的毛细结构驱动工质在CLHP中流动［4］。实验中采用高纯乙烷(体积分数＞99.99%)作为工质，设计工作温度为190 K，蒸发器补偿器单元的壳体材料采用不锈钢1Cr18Ni9Ti，毛细芯为不锈钢金属烧结而成的多孔结构，所有传输管线均为外径3 mm、内径2 mm的不锈钢管，冷凝器由紫铜块加工而成，采用矩形平板式结构，以方便与制冷机冷指耦合，内部刻有一定长度的工质流通槽道，蒸发器与冷凝器之间的传热距离为0.61 m。

基于上述结构的CLHP样机，建立了SINDA/FLUINT仿真模型，如图2所示。其中共有44个热节点和42个流体块，热节点与流体块之间通过热连接相连，以描述工质流体与壁面之间的传热关系。模型中忽略了气体管线和补偿器与环境之间的换热，认为补偿器始终处于气液两相状态并控制着热管的工作温度，因此通过求解补偿器流体块的守恒方程即可得到CLHP在特定工况下的运行状态。

图2 低温回路热管的仿真模型图Fig.2 Simulation model of CLHP

根据图2，对代表补偿器的流体块27列出能量平衡方程，由于模型中相界面和Null型通道不发生热量的传递，因此回流液体的过冷度Qsub将全部用来平衡蒸发器向补偿器的漏热Qhl以及补偿器内部流体与壁面之间的换热 Qcc－w，有:

3 结果分析与对比

对于CLHP的仿真模型，进行参数扫描计算，控制变量为加载在蒸发器上的热负荷，即保持热沉温度Tsink和环境温度TA别为190 K和300 K不变，在蒸发器上施加2 W的加热功率，之后以2 W的幅度不断提高加热功率直至16 W，观察在这个过程中CLHP工作温度的变化情况，并与实验结果进行对比，如图3所示。

图3 理论与实验工作温度对比Fig.3 Comparison of working temperature between theoretical and experimental results

从图3中可以看出，当蒸发器上热负载小于10 W时，理论与实验值吻合的较好，大于10 W时，两者有一定的差别。主要原因在于仿真模型对蒸发器向补偿器的漏热采用沿主芯的一维径向假设，该假定在CLHP进行大冷量传递时与实际差别较大，使模型对漏热的计算值偏小，因此得到的工作温度值偏低。实验结果显示，CLHP在传递9 W热量时的传热热阻最小，所以CLHP在热负载小于10 W时的相关工作特性是值得特别关注的，此时许多实验不易直接测得的量，如各组件内部流动压降、蒸发器向补偿器漏热等，可通过对仿真模型的计算得到。

图4为CLHP各部件内部的流动压降随热负载变化的仿真计算结果。可以看出，在整个回路总压降中，吸液芯内部工质液体的流动压降占据了80%—90%，而外回路的总压降在整个热负载变化过程中最高只有几百帕，说明当CLHP蒸发器和补偿器内部的工质都处于饱和两相状态时，它们之间由于外回路工质流动引起的温差非常小。

图4 低温回路热管中各部件压降随热负载的变化Fig.4 Effect of heat load on component pressure drops in CLHP

图5为沿吸液芯径向蒸发器向补偿器的漏热随热负载变化的仿真计算结果。当热负载小于6 W时，漏热变化较为缓慢，主要是因为此时主吸液芯内工质的流量比较小。随着热负载的增大，工质流动速度的提高，特别是工质在管线中的流型发生变化后，更多的过冷液态工质进入到主吸液芯中，带来了沿主芯漏热的快速升高，但是观察发现，此时漏热总量仍然很小，占总热负载的比例不足1%。

图5 低温回路热管中漏热随热负载的变化Fig.5 Effect of heat load on heat leak in CLHP

由于实验中，工质流体在各部件中的温度只能通过测试相关的壁面温度来近似，因此无法了解流体温度的真实变化情况，有时甚至会存在很大的差异，所以有必要通过仿真计算结果来观察低温回路热管稳态工作条件下各部件内部流体的真实状态，图6给出了蒸发器上加热功率为8 W、环境和热沉温度分别为300 K和190 K时低温回路热管中工质温度、压力和干度随流动距离的变化情况。

图6 低温回路热管温度、压力、干度随流动距离的变化Fig.6 Temperature，pressure and vapor quality of fluid flow along loop

图6中的工质流动开始于吸液芯外表面蒸发气液相界面的气相端，结束于蒸发器核心处，由于吸液芯径向尺寸很小，图中并未标出。可以看出，低温回路热管在8 W时工作温度为198 K，气体槽道、冷凝器两相区、蒸发器核心三者的温度几乎是一致的，差别不到0.05 K，因此可将三者中任一个的温度视为低温回路热管的工作温度。

4 结论

基于热流分析软件SINDA/FLUINT对低温回路热管进行了仿真建模，通过计算结果与实验的对比，得到以下结论:

(1)模型在低于10 W的热负载下与实验结果吻合较好，说明大功率下模型的一维径向漏热假设与实际存在较大的差别。

(2)根据模型计算了CLHP在传递热量小于10 W时的压降和漏热，发现主吸液芯的压降是回路总压降的主要部分，所占比例约为80%—90%;而沿主芯的漏热会随工质流量的增加而增大，但占蒸发器上总热负载的比例不足1%。

(3)根据仿真模型得到了特定工况下工质在热管内流动的温度、压力和干度变化，结果发现，CLHP稳态运行时，气体槽道、冷凝器两相区和蒸发器核心中的流体温度差别不大，均可近似看作CLHP的工作温度。

1 Ku J.Operation characteristics of loop heat pipes［C］.29th international conference on environmental system，Denver，Colorado:July12－15，1999.

2 Kaya T，Ku J.Ground testing of loop heat pipes for spacecraft thermal control［C］.33rd Thermophysics Conference，Norfolk，VA，1999.

3 Bugby D，Stouffer C，Garzon J，et al.Advanced devices for cryogenic thermal management［C］.Advances in Cryogenic Engineering，America Institute of Physics，2006:1790－1798.

4 杨 帆.液氮温区高效冷量传输器件设计与实验研究［D］.上海:上海技术物理研究所，2011.