不凝气体对热虹吸环路工作性能的影响

何 江，林贵平

（北京航空航天大学，北京 100191）

0 引言

热虹吸环路是一种依靠重力驱动的闭式相变传热设备，由蒸发器、冷凝器、蒸气管线和液体管线构成[1]，见图 1。通常，在冷凝器末端安装一个储液器，以保证蒸发器内供液量充足，加强系统运行的稳定性。相比于其他两相设备，热虹吸环路不含运动部件或毛细结构，具备制造和维护成本低、可靠性高等特点，因此被广泛应用于太阳能集热、地热系统、核反应堆冷却、电子设备散热等多个领域[2-5]。

存在于系统封闭空间，并且在系统工作温度范围内无法冷凝为液相的不凝气体（Non-condensable gases, NCG）是限制两相传热设备寿命的重要因素。NCG主要来源于系统内残留的污染物。一方面，这些污染物与管壳及工质发生化学反应，产生NCG。另一方面，气态污染物（例如空气）可吸附于毛细结构和管体内表面，或者溶解于工质，在寿命周期内，逐渐从原介质中脱附或析出，形成NCG。

图1 典型热虹吸环路工作原理图

国际上针对NCG影响两相传热系统的研究工作，主要集中在传统热管、热虹吸管和环路热管。NCG汇集在冷凝区域，不仅减小冷凝段有效面积，降低冷凝器换热能力，同时提高系统内部的压力，导致系统工作温度升高、启动过程困难[6-10]。然而，已知的研究工作极少涉及NCG对热虹吸环路性能的影响，相关基础性研究工作远远落后于工程应用。

热虹吸环路的工作性能主要取决于蒸发器和储液器内工质的饱和状态。NCG的存在产生分压力PNCG，进而造成蒸发器饱和压力以及饱和温度的升高，如式(1)所示：

其中，Psat.e和Psat.r分别为蒸发器和储液器内的饱和蒸气压，PG为液体管线内液体重力压力，Pf为工质的流动阻力。由于工质在系统内的流动是一个复杂的热力过程，蒸发器位置压力和温度的会造成整个系统温度、压力的变化，从而影响系统的运行特性。

本文采取人为逐步充装NCG的方法，通过测量系统特征部位的温度值，获得了定量NCG存在时，热虹吸环路稳态温度分布规律，分析了NCG对系统总热导的影响规律。本文采用冷板对冷凝器强制制冷，对比了常温和低温两种工况下，NCG对工作性能的影响效果。

1 实验系统的建立

实验系统如图 2所示。热虹吸环路管壳材料为不锈钢，工质为氨。蒸发器由四个并联的管路构成，每支管路分别与一个铝制翅片连结，翅片外表面与电阻加热片贴合。冷凝管线预埋在一块铝制的辐射板内部。本实验采取两种方式对冷凝管线制冷。其一是冷凝管线将热量传导至辐射板，然后通过自然对流和辐射作用将热量排散至周围环境，称为室温工况。其二是在冷凝管线外表面布置两根并联的冷板，冷板侧冷却介质为酒精，可控温的制冷机可模拟不同温度的热沉，称为低温工况。整个系统采用海绵绝热材料包裹，以减少与外环境的换热。实验件的结构参数见表 1。本实验采用28个T型热电偶测量特征点的温度变化，测量误差为±0.5℃，热电偶的测点分布见图 2。作为一种惰性气体，氮气被选择作为模拟NCG。

NCG的定量充装基于理想气体状态方程，充装系统如图 3所示。根据充装前后管路内（体积为V0）压力的变化获得。本实验先后两次向回路充装4×10-3mol氮气，获得了热虹吸回路内存在4×10-3mol和8×10-3mol的两种状态。

2 结果与讨论

2.1 NCG对系统温度分布的影响

图4和图5分别为室温和低温工况下，系统在无NCG、4×10-3mol和8×10-3mol三种条件下的部件温度分布。

图2 实验系统示意图

?

图3 NCG充装系统

图4 室温工况稳态温度分布图

图5 低温工况稳态温度分布图

系统在室温工况、25W热载荷的部件温度分布见图4（a）。当系统内不含NCG时，液体工质在蒸发器管路内受热产生核态沸腾，气泡由蒸发器底部向上运动过程中，被进一步加热，故温度逐渐升高。系统温度的最大值出现在四支蒸发器管路的出口处，即TC3、6、9、12。由于工质在各支蒸发器管路内的流量具有随机性，因此管路彼此间的温度值存在差异。根据饱和沸腾理论，为保证气泡能够在浮力推动下穿过液体表面并最终从自由表面逸出，工质温度需存在一定的过热度。因此，蒸发器温度高于蒸气管线入口温度。图4（b）为室温工况、105W热载荷的温度分布。在大热载荷条件下，系统稳态温度整体升高，但分布特性与25W热载荷相同。实验结果表明，在25W～105W热载荷范围内，系统工作状态稳定，热性能符合预期。

系统内含有4×10-3molNCG时，蒸发器温度如预期升高，进而导致蒸气管线温度和冷凝器入口处温度升高。然而，冷凝器出口温度却因为NCG的存在而降低，其原因如下：根据牛顿冷却公式，单位时间内物体单位表面积与流体交换的热量，同物体表面温度与流体温度之差成正比：

其中，q''为对流热流密度，h 为换热系数，T∞和Ts分别为工质温度和冷凝器表面温度。本实验中，热沉为定温边界条件，故冷凝器表面温度可近似认为不变，于是冷凝器进口处温度升高将导致此区域内换热量增大。由于冷凝器与热沉之间的总换热量恒定，因此，冷凝器出口区域的换热量势必减小，造成冷凝器出口处温度降低，故储液器温度随之降低。当系统内NCG含量由4×10-3mol增加至8×10-3mol，蒸发器温度进一步升高，储液器温度继续下降。比较图4（a）和（b）可知，NCG对系统部件温度的影响趋势在25W和105W两种热载荷条件下相似。

由式（1）可知，蒸发器饱和温度Tsat.e受储液器内工质饱和压力Psat.r和NCG分压力PNCG共同影响。虽然NCG的存在一定程度上降低了储液器温度，导致Psat.r下降，但是综合PNCG的作用，依然造成蒸发器饱和温度的升高。然而，在室温工况下，NCG对系统部件温度的影响有限，在两种加热功率条件下，即使存在8×10-3molNCG，蒸发器温升不超过3℃。

图5给出了系统在低温工况下的部件温度分布。结果表明，热沉温度降低，系统整体温度下降，但温度分布规律与室温工况类似，运行特性未发生改变。然而，相比于室温工况，蒸发器温度的提升明显：在4×10-3mol条件下，蒸发器温度提高约5℃，而在8×10-3mol条件下，蒸发器温度上升约10℃。对于工质氨，其饱和压力随温度的降低而迅速降低。而对于NCG，可看作是理想气体，假设占据的体积不变，其分压力随温度的降低缓慢减小。换言之，在低温状态下，PNCG在储液器总压Ptot.r中所占比重增加，因此NCG对于蒸发器饱和温度的影响更加显著。

2.2 系统总热导

工程上，通常用热导评价传热设备性能的优劣。定义热虹吸环路系统的总热导

其中，Q 为传热量，Te和Tsink分别为蒸发器温度和热沉温度。室温工况，Tsink= Tamb=21℃，低温工况，Tsink= Tcooling=−25℃。如图6所示，随着热载荷的升高，两种工况下，热导逐渐增加。NCG的引入提高了Te，因此导致热导降低。根据上文分析，由于低温下，NCG对于Te的影响更加显著，因此在低温工况下，系统热阻的降低也相对更为明显。系统热导的减小，会引起热性能的下降。在散热领域，通常发热设备和热虹吸环路之间的热阻为定值，因此蒸发器温度的升高直接导致被控设备温度上升，从而增加设备的失效机率，降低设备寿命。在传热领域，热虹吸环路整体工作温度的升高，会增加了系统与外界的漏热，导致系统实际传热量的下降。

图6 系统总热导随热载荷的变化关系

3 结论

本文采用实验手段，研究了不凝气体对热虹吸环路工作性能的影响。基于实验结果和分析，得出以下结论：

（1）相同工况下，NCG的存在提高了蒸发器区域的温度，并使得储液器温度降低。

（2）NCG减小了系统总热导，从而降低系统的传热和散热能力。

（3）系统工作在低温工况时，NCG对稳态热性能的影响更加显著。

[1]Alessandro, Franco, Sauro F., 2011, “Closed Loop Two-Phase Thermosyphon of Small Dimensions: a Review of the Experimental Results,” MICROGRAVITY SCIENCE AND TECHNOLOGY, DOI: 10.1007/s12217-011-9281-6.

[2]Kang, Y.H., Kang, M.C., and Chun, W.G., 2003,“A Study on Thermal Characteristics of the Solar Collector Made with a Closed Loop Thermosyphon,”Int.Comm.Heat Mass Transfer, 30(7), pp.955-964.

[3]Bo, Z., Yu, S., Ji, C., and Jing L., 2011, “Insitu Test Study on the Cooling Effect of Two-Phase Closed Thermosyphon in Marshy Permafrost Regions along the Chaidaer–Muli Railway, Qinghai Province, China,” Cold Regions Science and Technology, 65, pp.456-464.

[4]Piyush, S., Mike, P., Vivek, U., and Fred, G.,2010, “Phase Change Heat Transfer Device for Process Heat Applications,” Nuclear Engineering and Design, 240, 2409-2414.

[5]McGlen, R.J., Jachuck, R., and Lin, S., 2004,“Integrated Thermal Management Techniques for High Power Electric Devices,” Applied Thermal Engineering, 24, pp.1143-1156.

[6]Tu, C.J., Wang, and C.Y., 1988, “Noncondensable Gas Effect on Condensation in a Separate Type Two-Phase Closed Thermosyphon,” Heat Mass Transfer,23(3), pp.153-158.

[7]Mantelli, M.H., Angelo, W.B., and Borges, T,2010, “Performance of Naphthalene Thermosyphons with Non-Condensable Gases – Theoretical Study and Comparison with Data,” International Journal of Heat and Mass Transfer, 53, pp.3414-3428.

[8 Richter, R., 1990, “Evolution of Non-Condensable Gas in Ammonia Heat Pipes,” AIAA Paper No.90-1757.

[9]Randeep, S., Aliakbar, A., and Masataka, M., 2010,“Operational Characteristics of the Miniature Loop Heat Pipe with Non-Condensable Gases,”International Journal of Heat and Mass Transfer,53, pp.3471–3482.

[10]Nikitkin, M.N., Bienert, W.B., and Goncharov,K.A., 1998, “Non Condensable Gases and Loop Heat Pipe Operation,” SAE Technical Paper No.981584.