管路布局方式对载人航天器辐射器散热能力的影响分析

靳健，王宇宁

中国空间技术研究院 载人航天总体部，北京 100094

管路布局方式对载人航天器辐射器散热能力的影响分析

靳健*，王宇宁

中国空间技术研究院 载人航天总体部，北京 100094

以采取双管路并联结构的载人航天器圆筒辐射器为研究对象，建立了辐射器散热能力数值分析模型，对比分析了不同参数下，并联支路工质相同流动方向和相反流动方向两类布局方式给辐射器散热能力带来的影响，选取的参数包括管路长度、管路进口工质温度和液体工质流量。计算结果表明，在辐射器面板面积和流体回路长度相同的前提下，两类管路布局方式对应的辐射器散热能力存在不可忽视的差别。随着管路长度的增加，入口工质温度的增加，工质流量的减小，工质流向相同的辐射器散热能力越来越高于工质流向相反的辐射器。在文章的参数设定下，工质流向相同的辐射器与工质流向相反的辐射器间最大散热能力差别可达到19.5%，最小散热能力差别可达到16.7%。

载人航天器；辐射器；管路；液体工质；散热能力

载人航天器由于要实现乘员在轨驻留和支持在轨实验研究工作，型号规模通常要大于卫星等非载人航天器，对应的热负荷水平也要高于卫星，且要同时满足人员驻留环境和设备工作环境两类差异较大的控温需求。此外，载人航天器通常存在多种飞行模型，典型模式包括在轨对接模式、有人驻留模式、无人驻留模式、平台安全模式、特定载荷工作模式、出舱活动模式等，不同工作模式对应的舱体热负荷水平以及控温需求均存在显著差异1-5]。为适应载人航天器这些特殊的热控制需求，国内外载人航天器均采用主动控温措施为主、被动控温措施为辅的热设计方式来实现乘员驻留环境、舱体结构和舱内外仪器设备的温度控制。单相主动控温回路系统是目前载人航天器最广泛使用的主控控温措施，通过管路、冷板、紧凑式换热器等换热终端收集乘员代谢产热和设备工作产热，循环泵驱动液体工质将收集的热量传递至辐射器面板，辐射器面板以红外辐射的方式将热量排散至外空间冷黑背景中，实现温度的稳定控制，因此，辐射器散热能力的高低对载人航天器控温系统性能具有十分重要的影响。

辐射器所需的安装面积较大，质量在整个载人航天器热控系统中也占有较大比例，有必要分析不同参数对辐射器散热能力的影响，对辐射器构型进行优化，实现相同散热能力所需的辐射器规模最小化。这些参数既包括辐射器面板相关参数，也包含回路相关参数。文献6-7]在选择热控涂层、确定辐射器工作温度、辐射器面积及方位方面进行了研究；文献8]中计算分析了辐射器肋片的温度分布，并计算了肋片效率；文献9]对管肋式辐射器的散热能力进行了数值模拟，分析了肋宽、空间热沉温度等参数对辐射器散热能力的影响；文献10]对辐射器肋宽进行了优化，得出了辐射器的最佳能质比对应的肋宽表达式。综上所述，目前关于辐射器参数的研究主要集中于肋片尺寸等局部参数及辐射器表面涂层热物性参数。

辐射器由于布置在非密封舱，直接和外空间环境接触，辐射器管路存在被微流星或空间碎片击中损毁的风险，因此，目前的辐射器管路通常采取多条管路并联的构型方式，以提高系统可靠性4-13]。辐射器管路在面板下存在不同的布局方式，造成辐射器管路进出口关系以及工质流动方向的差异，进而造成辐射器面板温度分布和散热能力的差异。针对上述问题，本文以目前载人航天器广泛采用的圆筒辐射器建立散热数值分析模型，辐射器配备两条并联支路，在辐射器面板面积和轨道姿态都相同的情况下，对两种典型的管路布局方式造成的辐射器散热能力差异进行了对比分析，分析中考虑的参数包括管路长度、入口工质温度和工质流量。

1 数值分析模型说明

本文采用Sinda-Fluint软件建立圆筒辐射器散热能力数值分析模型，参考文献12]，主要控制方程描述如下。

质量方程为：

(1)

式中：ρ为工质密度；S为流体回路截面积；u为液体工质流速；t为计算时间；x为液体工质流动距离。

动量方程为：

(2)

能量方程为：

(3)

式中：U为液体工质内能；H为液体工质焓；λ为液体工质导热系数；T为液体工质温度；h为对流换热系数，对流传热关系式为Nu=h·D/λ，其中Nu为努塞尔数，D为管道通径，根据Dittus-Boelter方程14]，Nu=0.023Re0.8PrPE，Re为雷诺数，Pr为普朗特数，当管壁被加热，PE=0.4，当管壁被冷却，PE=0.3；Tw为管壁温度；Sw为对流换热面积；Qi为输入热量。

为了使模型封闭，必须引入流动传热的物理关系式。将式(1)～(3)中的空间项离散，时间项保持连续，将分布参数问题转化为集中参数问题，得到如式(4)～式(6)所示的离散模型。

(4)

(5)式中：Sf为管路流通截面积；L为管路长度；pu为管路上游静压；pd为管路下游静压；Κc为额外压头系数，用于计算液体工质流动中体积力等因素的影响；fng为非可恢复性损失系数，代表液体工质与管壁间摩擦引发的液体工质流动沿程阻力；Ζ为流率指数，与工质流态有关，完全层流时是0.0，完全紊流时是1.0；fg是可恢复性损失系数，用于计算因工质密度变化引发的局部流速变化带来的流阻；fa是附加压头阻力系数，代表局部阻力损失。

(6)

式中：hn是第n根管路内工质焓值；Qd为工质节点能量源或能量汇；pl为工质静压；Vd为节点容积变化率；Vo为体积流率；Co为节点外壁兼容系数(在此取0)。

辐射器面板等效热沉温度计算公式为：

(7)

式中：Ts是辐射器面板等效热沉温度，ε为辐射器面板红外发射率；σ为玻尔兹曼常量；αs为辐射器面板太阳吸收率；q1为太阳辐射热流；q2为地球反射太阳辐射热流；q3为地球红外辐射热流。

每一个辐射器面板微面元的散热能力计算公式为：

(8)

2 计算结果与分析

通过上述仿真模型，计算对比了两种布局方式的辐射器的散热能力，仿真分析采用近地轨道(LEO)，轨道高度为400km，太阳入射角为0°和50°两种。辐射器在轨姿态为三轴对地，辐射器轴线与载人航天器飞行速度方向一致。太阳常数为1 354W/m2，地球反射太阳辐射系数选为0.3，计算地球红外辐射时设定地球辐射温度为250K。

在面板表面涂层热物性、面板面积、布局、轨道姿态等参数已经确定的情况下，影响辐射器散热能力的主要参数包括管路长度、工质进口温度和工质流量，下文对比分析了上述参数变化对两类辐射器散能能力差异的影响。

2.1 简化的辐射器模型

面板为圆筒形式的辐射器是目前中国载人航天器领域应用最为广泛的辐射器结构形式，因此，本文选定圆筒辐射器为研究对象。圆筒辐射器的流体回路管路以螺旋方式布局，流体回路管路外壁与辐射器面板内侧连接，液体工质在循环泵的驱动下在流体回路管路内流动，液体工质的热量通过管壁传递至辐射器面板内侧，在传递至辐射器面板外侧，最终通过辐射器外表面以热辐射的方式排散至外空间10,12-13]。本文选定的辐射器面板为半径为2m，高度为4m的圆筒结构，辐射器面板外侧涂层的太阳吸收率为0.2，红外发射率为0.92，辐射器管路为两条并联支路，两类管路布局方式如下：

1)两条管路入口均布置在圆筒底面，出口均布置在圆筒顶面，即两条管路的工质均由圆筒地面流入，由圆筒顶面流出，工质流动方向一致，两条管路入口位置和出口位置均相差180°，如图1所示。

2)一条管路入口布置在圆筒底面，出口布置在圆筒顶面，工质由圆筒地面流入，由圆筒顶面流出。另一条管路入口布置在圆筒顶面，出口布置在圆筒底面，工质由圆筒顶面流入，由圆筒地面流出。两条管路工质流动方向相反，两条管路入口位置和出口位置均相差180°，如图2所示。

图1 工质相同流向辐射器模型Fig.1 Model of radiator with same working liquid flowing direction

图2 工质相反流向辐射器模型Fig.2 Model of radiator with reverse working liquid flowing direction

由图1和图2可知，上述设定的两类管路布局对应的辐射器面板面积、回路总长度以及每匝回路的间隔都是一致的，只是管路进出口关系和工质流动方向不一致，在轨道参数和飞行姿态也一致的前提下，对比两类管路布局造成的辐射器散热能力差别。

2.2 管路长度的影响

设定辐射器面板连接的每条流体管路匝数为N，流体管路的总匝数为2N。由于辐射器面板高度固定，随着回路管路匝数的增加，每匝回路的间隔将减小。设定流入辐射器的液体工质温度为293.15 K(20℃)，每条管路的液体工质流量为400 kg/h。计算分析了随着N的变化，两类管路布局方式对应的辐射器散热能力对比关系的变化。以N=10为例，计算结果如图3～图6所示。

由图3和图4可知，两类辐射器面板温度分布差异明显，对于工质相同流向的辐射器，由于两条管路的工质均是由圆筒底部流至顶部，工质温度随着流动过程而逐渐降低，因此，此类辐射器面板的温度在圆筒底部最高，至顶部时最低。对于工质相反流向的辐射器，由于顶部和底部均有工质流入，所以圆筒辐射器面板顶部和底部温度均较高，而中部温度相对较低。

两类辐射器出口工质温度如图5和图6所示。

图4 工质相反流向辐射器面板温度分布(计算时刻为28 800 s，N=10)Fig.4 Plate temperature of radiator with reverse working liquid flowing direction (calculating time is 28 800 s，N=10)

图5 工质相同流向辐射器管路出口工质温度(N=10)Fig.5 Working liquid temperature at loop exit of radiator with same working liquid flowing direction (N=10)

图6 工质相反流向辐射器管路出口工质温度(N=10)Fig.6 Working liquid temperature at loop exit of radiator with reverse working liquid flowing direction (N=10)

如图5和图6所示，辐射器管路出口工质温度随着在轨时间的变化而进行周期的变化，这是因为不同在轨时间对应着不同的轨道位置，对应着不同的外热流情况，阳照区辐射器散热能力较差，管路出口工质温度上升，阴影区辐射器散热能力较强，管路出口工质温度下降。由图5和图6可知，辐射器两条并联管路出口工质温度基本一致，但两类不同的管路布局方式对应的出口工质温度数值则存在差异，以图5为例，工质相同流向时，辐射器对应的出口工质温度峰值为269.5～270 K，谷值为253～253.5 K。工质相反流向时，辐射器对应的出口工质温度峰值为270.5～271 K，谷值为256.7～257 K。

设定流入辐射器管路的液体工质温度与流出辐射器管路的液体温度差为ΔT，则辐射器散热能力为：

(9)

式中：Cp为液体工质的热容。

图7 两类辐射器散热能力比例关系随管路长度变化趋势Fig.7 Vary trend of heat dissipation potential proportional relation between radiators with different layout as loop length

由图7可知，当流体回路匝数较少时，也就是管路长度较小时，两类管路布局方式对应的辐射器散热能力几乎一致，随着流体回路匝数的增加，工质流向相同的辐射器散热能力越来越高于工质流向相反的辐射器。当N=10时，对于太阳入射角为0°的工况，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高8.8%，最小散热能力要高6.6%，对于太阳入射角为50°的工况，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高9.7%，最小散热能力要高9.9%。

进一步分析原因，对于工质流向相反的辐射器，在面板两端，一条支路工质温度明显低于另一条支路，附近区域的辐射器面板温度也高于工质温度低的支路，实际上形成了一个由温度偏高的工质至温度偏低的工质之间的传热通路，即这些热量并没有通过辐射器面板传递至外空间，而是由一条支路传递至了另一条支路，造成了散热能力的损失。而工质流向相同的辐射器，由于两条支路工质温度变化趋势基本一致，不会造成热量相互传递，因此，工质流向相同的辐射器散热能力要大于工质流向相反的辐射器。当管路支路较短时，两条支路彼此的距离较远，这种热量损失不明显，所以两类辐射器散热能力差别不大，随着管路支路长度增加，两条支路彼此的距离越来越近，热量损失也逐渐加大，两类辐射器散热能力差别逐渐加大。

图8 两类辐射器各个位置散热能力变化趋势(最大散热能力时刻)Fig.8 Vary trend of heat dissipation potential of radiators with different layout at different position (the moment at maximum heat dissipation potential)

图9 两类辐射器各个位置散热能力变化趋势(最小散热能力时刻)Fig.9 Vary trend of heat dissipation potential of radiators with different layout at different position (the moment at minimum heat dissipation potential)

2.3 工质入口温度的影响

根据第2.3节的分析结果，管路流程越长，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别越显著，针对N=3和N=10的情况，设定流入每条管路的液体工质流量为400 L/h，分析了管路入口工质温度变化对两类管路布局方式对应的辐射器最佳散热能力和最差散热能力比例关系的影响，如图10和图11所示。

图10 两类辐射器散热能力比例关系随入口工质温度变化趋势，β=0°(N=3，N=10)Fig.10 Vary trend of heat dissipation potential proportional relation between radiators with different loop layout as working liquid temperature at loop entrance,β=0° (N=3，N=10)

图11 两类辐射器散热能力比例关系随入口工质温度变化趋势，β=0°(N=3，N=10)Fig.11 Vary trend of heat dissipation potential proportional relation between radiators with different loop layout as working liquid temperature at loop entrance,β=0° (N=3，N=10)

由图10可知，对于太阳入射角为0°的工况，当N=3时，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别很小，且随入口工质温度变化不明显，再一次证明，当管路长度较短时，管路布局方式对辐射器散热能力的影响也较小。当N=10时，随着入口工质温度的增加，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别也越加显著，在273.15～323.15 K的入口工质温度变化范围内，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高8.5%～10.2%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高4.0%～10.8%。

由图11可知，对于太阳入射角为50°的工况，当N=3时，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别很小，且随入口工质温度变化不明显。当N=10时，随着入口工质温度的增加，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别也越加显著，但变化幅度比太阳入射角为0°的工况要小，在273.15～323.15 K的入口工质温度变化范围内，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高9.7%～10.3%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高6.7%～9.3%。

上述结果表明，对于管路较长的辐射器，随着入口工质温度的增加，工质相同流向辐射器的散热能力越来越高于工质相反流向辐射器的散热能力。原因是随着入口工质温度的增加，工质相反流向辐射器面板两端附近区域，两条支路工质的温差增大，散热能力损失也逐渐增大。

2.4 工质流量的影响

根据第2.3节的分析可知，随着管路长度的增加以及入口工质温度的提高，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别越显著。针对N=10的情况，设定辐射器的液体工质入口温度为323.15 K(50 ℃)，分析了不同工质流量变化对两种管路布局对应辐射器最佳散热能力和最差散热能力比例关系的影响，如图12所示。

图12 两类辐射器散热能力比例关系随工质流量变化趋势(N=10)Fig.12 Vary trend of heat dissipation potential proportional relation between radiators with different loop layout as working liquid flux(N=10)

由图12可知，在200～800 L/h的流量变化范围内，随着工质流量的减小，两种管路布局方式对应的辐射器散热能力差别越加明显。当流量为200 L/h时，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高19.5%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高16.7%。当流量为800 L/h时，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高4.6%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高3.6%。

上述结果表明，工质流量对两种管路布局方式对应的辐射器散热能力对比关系有显著影响，尤其是流量较低的情况。原因是随着工质流量的减小，工质相反流向辐射器面板两端附近区域，两条支路工质的温差增大，散热能力损失也逐渐增大。

3 结束语

本文针对双管路并联辐射器建立了非稳态仿真分析模型，在相同管路长度和面板面积前提下，研究了两类辐射器管路布局方式对辐射器散热能力的影响进行了对比分析，主要结论如下：

1)在辐射器面板面积固定的前提下，随着管路长度的增加，工质流向相同的辐射器散热能力越来越高于工质流向相反的辐射器，在本文的参数设定下，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高8.8%，最小散热能力要高6.6%。

2)在辐射器面板面积和管路长度固定的前提下，随着入口工质温度的增加，工质流向相同的辐射器散热能力越来越高于工质流向相反的辐射器，在本文的参数设定下，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高8.5%～10.2%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高4.0%～10.8%。

3)在辐射器面板面积、管路长度和入口工质温度固定的前提下，随着工质流量的减小，工质流向相同的辐射器散热能力越来越高于工质流向相反的辐射器，在本文的参数设定下，工质流向相同的辐射器最大散热能力要比工质流向相反的辐射器高18%，工质流向相同的辐射器最小散热能力要比工质流向相反的辐射器高17%。

根据本文的分析结果可知，在布局条件允许的前提下，辐射器并联管路应优先选用工质同流向的布局方式，有利于提高辐射器散热能力。

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(编辑：高珍)

Impact analysis of loops layout on heat dissipation potential of manned spacecraft radiator

JIN Jian*，WANG Yuning

InstituteofMannedSpaceSystemEngineering,ChinaAcademyofSpaceTechnology，Beijing100094，China

An unsteady numerical model for heat dissipation potential of manned spacecraft cylinder radiator with two parallel loops was developed. Based on this model, impact of radiator loops layout with same and reverse working liquid flowing direction on radiator heat dissipation potential under different parameters was analyzed, including loop length, working liquid flux and working liquid temperature at loop entrance. According to the calculation results, on the premise of the same plate area and loop length, loops layout could bring non-ignorable difference of heat dissipation potential of radiators. As the loop length is longer,working liquid temperature at loop entrance is higher,or working liquid flux is less, heat dissipation potential of radiator with same working liquid flowing direction is better than that of radiator with reverse working liquid direction. The difference of max heat dissipation potential could be up to 19.5%, and the difference of minimum heat dissipation potential could be up to 16.7%.

manned spacecraft； radiator； thermal control loop； working liquid； heat dissipation potential

10.16708/j.cnki.1000-758X.2017.0009

2016-06-28；

2016-10-18；录用日期：2016-11-24；

时间：2017-02-16 16:39:43

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/11.1859.V.20170216.1639.002.html

国家重大科技工程专项

靳健,王宇宁.管路布局方式对载人航天器辐射器散热能力的影响分析J].中国空间科学技术,2017,37(1)：66-74.JINJ,WANGYN.ImpactanalysisofloopslayoutonheatdissipationpotentialofmannedspacecraftradiatorJ].ChineseSpaceScienceandTechnology, 2017,37(1)：66-74(inChinese).

V476

A

http:∥zgkj.cast.cn

*通讯作者：靳健(1980-03)，男，博士，高级工程师，jinjian0331@126.com，研究方向为载人航天器热管理设计、载人环境控制系统设计