航天器热泵系统辐射器性能分析

曲家闯，闫春杰，冶文莲，张 铠（兰州空间技术物理研究所 真空技术与物理重点实验室，兰州 730000）

航天器热泵系统辐射器性能分析

曲家闯，闫春杰，冶文莲，张 铠
（兰州空间技术物理研究所 真空技术与物理重点实验室，兰州 730000）

由于航天器向外主要是以热辐射的方式散热，而辐射散热量与排热温度的4次方成正比，提出了采用热泵强化排热的概念。针对航天器热泵系统进行建模，分析了冷凝温度、出口过冷度以及工质类型与热泵系统质量变化情况。结果表明：冷凝温度及出口过冷度对系统质量有一定影响，且存在最佳值；不同工质的系统随参数变化表现趋势也不同；使用热泵的热控系统对减小航天器质量有很明显的效果。

热泵；辐射器；航天器

0 引言

热泵与制冷机的原理上是完全相同的，都是消耗机械功，使热量从低温热源向高温热源移动。只不过制冷是为了获得低温，就是从低温热源吸热，而热泵是为了获得高温，也就是放热至高温热源［1］。空间热泵与地面热泵不同之处就在于冷凝器，地面热泵的冷凝器有水冷、空气冷却等方式，而空间热泵因为处于较高的真空环境下，对流换热已可忽略，辐射器（冷凝器）与外部换热只是以辐射方式进行。基于热泵的热控技术作为20世纪80年代中期出现的一项新技术，在实现减少辐射器散热面积和质量方面有其他热控技术无法比拟的优点［2］。

在航天器热泵系统中，辐射器质量通常占整个系统质量的50%～60%之间［3］，可见在航天器热泵系统中辐射器是重要的组成部分，其性能好坏极大的影响了航天器的质量及发射成本。在满足热控能力和强度的条件下，通过热泵将辐射器温度提升，并优化冷凝温度及辐射器出口过冷度，对航天器热控系统轻量化设计具有重要意义。

1 航天器热泵循环方式选择

目前电驱动的热泵循环有：逆Brayton、逆Stirling和逆Rankine循环［3］。其中逆Brayton和逆Stirling都是利用气体工质进行能量传输，由于以气体显热进行传热传质，加之气体工质密度小、体积大、传热传质系数小，在一定的排热量下系统质量大，这与轻量化设计相悖。而逆Rankine循环即蒸气压缩式热泵在地面上已得到了广泛应用，是利用工质的气化潜热进行能量传输，效率高、质量轻。因此选用蒸气压缩循环，对辐射器进行模拟仿真，并对不同参数下辐射器质量热泵及系统质量进行了分析。

2 理论模型

2.1 基本原理

蒸气压缩式热泵循环如图1所示，工质在低温蒸发器中吸收来自航天器内部回路的热量进行蒸发，进入压缩机中，压缩机对工质做功使其成为高温高压蒸气，进入冷凝器中（辐射器）向外放出热量，冷凝为液体，并经过节流阀回到蒸发器中，完成一个循环。图2为热泵循环压焓（lgp-h）图，其中4点与3′点的温差为辐射器出口过冷度，1点与0点温差为蒸发器出口过热度，2～4点即为辐射器的热力过程。

图1 蒸气压缩式热泵循环图1.压缩机；2.输入功；3.热排放；4.冷凝器（辐射器）；5.节流阀；6.蒸发器；7.热负荷

图2 热泵循环压lgp-h图

2.2 辐射器模型建立

航天器向外散热主要是通过辐射散热的方式，辐射器通常为管肋式结构，而且按单面辐射方式布置，如图3所示。辐射器具体的结构尺寸为：管型是紫铜光管，管内径为30 mm，壁厚1 mm，肋片高度为70 mm。辐射器模型的简化假设：（1）辐射器按单面辐射方式布置，近似认为管壁下表面和肋壁下表面绝热；（2）忽略管外壁和肋外壁之间的相互辐射；（3）空间辐射器的表面发射率和肋片效率为常数；（4）管内制冷剂为一维均相流动，且不考虑压降；（5）管壁热阻忽略不计，忽略径向温度梯度；（6）在空间微重力条件下，不计制冷剂重力影响；（7）管外壁和肋片温度相等且均匀。

图4为辐射换热示意图，具体换热计算如式（1）～（18）。

图3 辐射器结构图

图4 辐射换热示意图

（1）制冷剂侧流动换热方程：

式中：mr为制冷剂的质量流量，kg/s；hr2为辐射器制冷剂进口比焓，J/kg；hr4为辐射器制冷剂出口比焓，J/ kg；Ai为管内换热面积，m3；αr为管内换热系，J/（m2· K）；Tpipe为辐射器管壁温度（即辐射器表面温度），K；Trm为辐射器制冷剂侧的定性温度，K；

（2）辐射器表面与空间热沉的辐射换热方程：

式中：Ao为辐射器换热面积，m3；Ts为近地轨道空间等效热沉温度，选取Ts=227 K；ε为辐射器表面发射率，假定为常数0.9；η为辐射器肋片效率，假定为常数0.84；σ为斯蒂芬—波尔兹曼常数，其值为σ= 5.67×10-8W/（m2·K4）

（3）管内外换热平衡方程：

式中：ξ为换热损失系数，取ξ=0.9。

式（1）中制冷剂平均定性温度如果直接取冷凝温度，则模型无法反映过冷度、过热度变化对换热量的影响，故将过热区、两相区和过冷区的制冷剂平均温度按各自的相区长度加权平均获得制冷剂平均定性温度，如式（4）。

制冷剂侧定性平均温度定义为［4］：

式中：SH、TP、SC分别代表过热区、两相区及过冷区；Tc为冷凝温度且Tc=Tr3=Tr3′，K。

定义各相区段长度与辐射器（冷凝器）总长度的比值作为各段对传热的影响因子有：

两侧各段传热温差为：

（4）制冷剂侧换热系数［5］：

式中：r为制冷剂气化潜热，J/kg；g为重力加速度，m/ s2；λr，l为液相制冷剂导热系数，W/（m·K）；ρr，l为液相制冷剂密度，kg/m3；μr，l为液相制冷剂动力黏度，Pa· s；di为管内径，m；

（5）系统的COP：

式中：Q为系统散热量，W；Wz为压缩机轴功率［6-7］。

式中：ηm为机械效率，取ηm=0.8；v1为1点过热气体比容，m3/kg；pe为蒸发压力，Pa；pc为冷凝压力，Pa；k为工质的绝热指数；Wm为压缩机输入电功率［7］，Wm=Wz/ ηm；ηmo为电动机效率，取ηmo=0.85。

（6）热泵系质量为［3］：

式中：mhp为热泵比重选取10 kg/kW；mra为辐射器比重选取11 kg/m2；me为电源系统比重选取30 kg/kW。

3 仿真计算及结果分析

3.1 冷凝温度对热泵系统质量影响

系统排热量为4 kW、辐射器出口过冷度为2 K的前提下，改变辐射器单元冷凝温度，分别为330 K、335 K、340 K、345 K、350 K。假定蒸发温度为Te= 279 K，蒸发器过热度设为2 K，得出冷凝温度对系统各状态参数的复合曲线，如图5所示。

图5 不同工质时COP随冷凝温度变化曲线图

仿真时选用R11、R22、R717作为系统工质，其参数如表1所列。

表1 备选工质物性参数

图5为系统工质分别为R11与R717时，系统的COP随着冷凝温度的变化曲线。由图可知系统COP整体随着冷凝温度升高而降低，且使用工质R11时系统COP大于使用工质R717。这是因为蒸发温度恒定在279 K，随着冷凝温度上升，热泵泵热温差变大，压缩机单位排热量耗功增大，由式（16）可知COP减小。

图6为工质R11与R717系统质量随冷凝温度的变化。可看出两种工质的系统质量都是随着冷凝温度上升先减小后增大，一方面因为随着冷凝温度上升压缩机功耗增加，电源质量上升；另一方面冷凝温度上升，辐射器排热温度上升，辐射器质量下降，二者综合作用存在一个最佳冷凝温度，针对此工况，R717是330 K，而R11是335 K左右。工质为R717系统质量明显小于工质为R11系统质量，因为R717的气化潜热远远大于R11的气化潜热，如在330 K时R717与R11的气化潜热分别为1 014.6 kJ/kg、168.29 kJ/kg，由式（15）可知二者传热系数相差很大，导致R717的排热温度Tpipe远大于R11，所以R717的辐射器质量小于R11。

图6 不同工质时系统质量随排热温度变化曲线图

3.2 辐射器出口过冷度对热泵系统质量影响

在系统排热量为4 kW、冷凝温度为340 K的前提下，改变辐射器单元出口过冷度，分别为2 K、4 K、6 K、8 K。蒸发温度假定为Te=279 K，蒸发器过热度设为2 K，得出冷凝器出口过冷度对系统各状态参数的复合曲线，如图7所示。可看出随着过冷度的增加系统COP也会随着增大，是因为单位压缩机耗功的排热量增大，会随着过冷度的增加而增大，进而引起COP的增大；R11的系统COP整体大于R717。

图7 不同工质时系统COP随过冷度变化曲线图

从图8中看出随着过冷度升高，两种工质的系统质量变化趋势有差别，是因为随着出口过冷度增加，进口温度不变，辐射器进出口温差增大，辐射器定性温度减小，换热能力降低，增大了辐射器面积；另一方面由于随着过冷度增加，系统COP增大，在一定的排热量下压机耗功减少，降低了电源质量，进而减少了系统质量，二者综合影响了系统总质量。R11的系统质量随过冷度增大而上升，说明随着过冷度增大，辐射器质量的上升值大于电源质量减小值，辐射器的质量占据主导地位；而对R717，系统的质量呈周期性变化，说明辐射器质量与电源质量交替占据主导地位，但总体而言系统质量是上升的，也就说对于R717而言，总体上辐射器质量的上升值大于电源质量减小值。

图8 不同工质时系统质量随过冷度变化曲线图

3.3 不同排热量下有无热泵系统的对比

无热泵时散热系统是由航天器内液体回路将热量带到蒸发器，蒸发器内部工质蒸发与热泵系统不同的是，蒸发后工质不经过压缩机直接进入辐射器进行辐射换热，因为两个系统都有蒸发器、节流阀、管道等设备，对比时不予计算。无热泵时系统选用R22作为工质，有热泵时工况为：冷凝温度340 K，辐射器出口过冷度2 K，蒸发温度为279 K，蒸发器出口过热度设为2 K，无热泵时认为工质进入蒸发器的温度即为蒸发温度。

图9为在相同排热量下有无热泵系统的质量对比图，可以看出有热泵的系统整体质量低于无热泵系统，且随着排热量的增大效果更明显；工质不同系统质量也不同，可以看出系统质量由小到大分别为R717、R11、R22、无热泵系统，说明使用热泵的热控系统对航天器的轻量化设计有着重要的意义。

图9 不同工质时系统质量随排热量变化曲线图

4 结论

对于航天器热泵系统，辐射器的冷凝温度及出口过冷度对系统质量有一定的影响，所以针对不同工质的热泵系统应选取不同的参数，使系统质量最轻；工质R22的系统COP整体优于R717，但由于其气化潜热小于R717，使其系统质量小于使用R717为工质的系统；对比于无热泵的热控系统，有热泵热控系统可以很有效的实现航天器轻量化的目的。

［1］陈光明，陈国邦.制冷与低温原理［M］.北京：机械工业出版社，2000：30-31.

［2］冶文莲，闫春杰，曲家闯.月球基地用热泵排热系统性能分析［J］.真空与低温，2015，21（4）：235-239.

［3］李明海，宋耀祖，任建勋，等.光伏热泵强化空间辐射器排热的理论分析［J］.太阳能学报，2001，22（1）：91-95.

［4］丁国良，张春路.制冷空调装置仿真与优化［M］.北京：科学出版社，2001：38-39.

［5］杨世铭，陶文铨.传热学［M］.北京：高等教育出版社，2006：306-307.

［6］李明海.空间站热泵—蓄冷组合排热系统及其性能研究［D］.北京：清华大学，2002.

［7］薛卫华.变频控制VRV空调系统运行特性与能耗分析研究［D］.天津：同济大学，2000.

PERFORMANCE ANALYSIS OF RADIATOR OF HEAT PUMP SYSTEM FOR SPACE USE

QU Jia-chuang，YAN Chun-jie，YE Wen-lian，ZHANG Kai
（Science and Technology on Vacuum Technology and Physics Laboratory，Lanzhou Institute of Physics，Lanzhou 730000，China）

The major way of heat rejection from spacecraft to space was heat radiation whose heat release was proportionate to fourth power of the temperature of the heat rejection.Regarding that，a concept of heat pump used to strengthen rejecting heat was proposed.The mathematic model of the heat pump system for spacecraft is built and we analysis the parameters，such as the condensing temperature，degree of supercooling，refrigerants，influencing quality of the heat pump system.The results indicate that the condensing temperature and degree of supercooling are vital for lightening the system mass and they have the optimum value for the system.Systems use different refrigerants have different performance and the thermal control system which uses heat pump is better than those without heat pump system in lightening the system mass.

heat pump；radiator；spacecraft

V411

A

1006-7086（2016）02-0095-05

10.3969/j.issn.1006-7086.2016.02.007

2015-12-25

曲家闯（1988-），男，辽宁大连人，硕士，主要从事航天器热泵系统方面研究。atcg456@163.com。