加速度环境中环路热管稳态工作性能对比

刘思远，谢永奇，*，苏健，张红星，李国广

1．北京航空航天大学 航空科学与工程学院，北京 100191

2．北京航空航天大学 人机功效与环境控制国防重点学科实验室，北京 100191

3．北京空间飞行器总体设计部，北京 100094

随着飞行器性能的不断提高，机载电子设备的功耗及热流密度越来越大，体积越来越小。这导致传统的空气冷却和液体冷却技术难以满足如此严酷的散热需求，亟需开发高效紧凑的相变冷却技术［1］。环路热管（Loop Heat Pipe， LHP）利用蒸发器内毛细芯产生的毛细力驱动工质循环，通过工质蒸发和冷凝时的相变潜热完成热量传输，具有传输热量大、输送距离远、传热效率高、无需额外动力、安装灵活等诸多优点［2-5］，在机载设备热管理领域引起了广泛关注［6-7］。

飞行器在起飞、机动以及着陆过程中要承受大小和方向不同的过载加速度。过去战斗机上设备的加速度环境实验常取5g（g=9.80 m/s2）。但随着21 世纪航空航天技术的不断进步，飞行器正朝着高速、高机动性方向发展，其上电子设备所承受的过载加速度值可达10g，甚至更高。当LHP 在飞行器上工作时，不可避免地会受到过载加速度环境的影响。在这种复杂环境下，加速度效应会造成LHP 内工质气液分布、回路压力以及气液两相流动和传热性能的改变，引起LHP 无法正常工作而导致电子设备因过热而损坏［8］。

近十几年来，国内外学者对LHP 在结构优化［9-10］、稳态工作性能［11-12］、启动性能［13］、理论模型［14］以及可视化［15］等方面开展了广泛研究，并取得了大量研究成果。然而，上述工作主要针对航天器热控制领域和重力环境中的电子设备散热问题展开，对于过载加速度环境中的理论和实验研究相对较少，只有少量几篇文献公开报道。Ku 等［16-17］基于所搭建的加速度模拟实验台，研究了不同加速度大小（1.17g～4.7g）、方向、频率及热载荷等对单储液器LHP 工作性能的影响，发现了LHP 温度超调和温度迟滞等现象。Fleming 等［18］对一套钛-水单储液器LHP 在加速度环境（≤10g）中的工作性能开展了实验研究，发现在储液器上施加一定的热载荷能有效提高蒸发器的传热效率，而工质会在某些工况下出现回流现象。Yerkes 等［19］实验研究了周期性加速度对一套钛-水单储液器LHP 工作性能的影响，结果表明，加速度可能造成LHP 出现明显的温度振荡，甚至迅速超温。国内谢永奇团队［20-23］通过实验研究了一套氨工质双储液器环路热管（Dual Compensation Chamber Loop Heat Pipe， DCCLHP）在加速度环境中的启动和稳态工作性能，获得了不同加速度大小和方向、热载荷等条件下DCCLHP 的工作性能，验证了DCCLHP 的抗过载能力。

综上所述，现有过载加速度环境中LHP 工作性能研究主要借助于实验手段展开，运用相关流动和传热理论对实验现象给予解释，缺乏深入细致的理论计算与分析，特别是针对过载加速度环境中DCCLHP 运行机理的研究还很不充分。本文主要针对2 套具有不同液体管线和蒸气管线结构尺寸的DCCLHP，结合回路内工质受力分析，建立了加速度环境中DCCLHP 回路流动阻力预测模型，理论计算了不同工况下环路热管回路总流阻和加速度引起的流阻，同时分析了流阻变化对DCCLHP 工作温度的影响机制。开展了过载加速度环境中DCCLHP 工作性能的对比实验，分析了不同加速度大小、热载荷、热管结构形式对DCCLHP 工作性能的影响规律以及作用机理，以期为机载电子设备冷却用DCCLHP 的设计提供科学依据。

1 实验装置

1.1 实验系统

2 套不锈钢-氨DCCLHP 实验件由中国空间技术研究院研发。为了进行对比实验，2 套实验件具有不同的液体管线和蒸气管线结构尺寸，其他部件结构尺寸均相同，因此最大毛细力和冷却能力均一致。实验件详细结构参数见表1，其中液体管线较长的简记为DCCLHP-1，蒸气管线较长的简记为DCCLHP-2。

表1 DCCLHP 结构参数Table 1 Structure of DCCLHPs

图1 给出了2 套DCCLHP 的蒸发器和储液器内部结构示意。冷凝管线钎焊在薄铜板内，铜板再固定在铝冷板上。采用外部循环水控制冷板温度以实现恒温热沉。毛细芯采用镍粉烧结制成，实物如图2 所示。

图1 DCCLHP 蒸发器与储液器结构剖面图Fig. 1 Structure schematic of evaporator and compensation chambers of DCCLHP

图2 毛细芯实物图Fig. 2 Physical map of wick

所搭建的加速度环境中环路热管工作性能实验台如图3 所示，包括恒温水循环系统、数据采集与控制系统以及加速度模拟系统。其中，恒温水循环系统由恒温水箱、磁力泵、质量流量计、调节阀、板式换热器和冷板等组成，可为DCCLHP提供冷源；数据采集与控制系统由直流电源、电加热膜、安捷伦数据采集仪、Pt100 温度传感器以及计算机等组成，可对DCCLHP 进行加热、温度采集和记录；加速度模拟系统由Y53100-3/ZF 型离心机、变频器以及计算机控制柜组成，可用于模拟实验所需要的加速度环境。

图3 实验系统原理图Fig. 3 Schematic of experimental system

1.2 实验方案及误差分析

实验工况见表2。加速度最高限值根据GJB 150.15A—2009 规定选取7g，热载荷最大值由被冷却电子设备的最大发热功率确定。依据所提供的冷源温度，确定了冷却水进口温度为19～21 ℃。实验中加速度与热载荷同步施加。

表2 实验工况选取Table 2 Selection of experimental conditions

在 实 验中，DCCLHP-1 和DCCLHP-2 均 布置了14 个测点，如图4 所示，分别用于测量蒸发器、储液器-1、储液器-2、蒸气管线、冷凝管线和液体管线壁面温度。由于环路热管管壁厚度很薄，将所测得的管壁温度近似作为内部工质温度。为考查DCCLHP 的抗过载能力，所选取的加速度方向与蒸发器轴线垂直且由蒸发器指向冷凝器，如图4 中箭头所指方向，其中a代表加速度。实验件水平放置在离心机转臂上。

图4 2 套DCCLHP 加速度方向和温度测点布置示意图Fig. 4 Schematic of acceleration direction of DCCLHPs and position of temperature measurement points

不确定度分析［24］结果表明，对于直接测量量，温度最大不确定度为2.53%，电流和电压的最大不确定度分别为1.45%和0.34%。对于间接测量量，热载荷的最大不确定度为1.49%，热导的最大不确定度为6.33%。此外，实验前进行了多组重复性实验，可基本排除偶然误差带来的影响。

2 实验结果与讨论

2.1 地面重力环境

图5 给出了实验测得的地面重力环境中2 套DCCLHP 在不同热载荷时的稳态工作温度（即蒸发器温度）。可以看出，DCCLHP-1 除了在100 W时超温以外，其他工况下均能达到稳态，最高和最低温度分别出现在300 W（34.2 ℃）和200 W（30.6 ℃）。而DCCLHP-2 在所有实验工况下均可以稳定工作，最高和最低温度分别出现在300 W（43.3 ℃）和200 W（35.7 ℃）。这为后续加速度条件下性能对比实验奠定了基础。在相同热载荷条件下，DCCLHP-1 工作温度要低于DCCLHP-2，且热载荷越大，温度差越大，其原因将在2.2.1 节进行说明。

图5 重力环境中2 套DCCLHP 实验工作温度变化Fig. 5 Experimental operating temperatures of two DCCLHPs under gravity field

此外，2 套DCCLHP 工作温度随热载荷的变化曲线均呈“V”型趋势。这与系统的自我调节机制有关，热载荷较小时，如100～200 W，冷凝器中两相换热区较短，利用率较低，而此时系统流量较小，故回流液体工质过冷量小。根据储液器能量平衡式（1）可知，较小的过冷量难以抵消蒸发器向储液器的漏热量，系统工作温度较高。随着热载荷的增加，工质流量增大，冷凝两相区长度增加，但冷凝器出口过冷液体的温度仍基本不变，因此流量增大导致回流过冷量增加，可有效降低储液器和液体干道的温度，进而使工作温度下降。如果热载荷继续增加，冷凝器出口温度开始升高，尽管工质流量增大，但在热载荷增加至某个值时回流液体过冷量会达到最大值，如图5中的200 W。此后回流液体过冷量逐渐减小，如200～300 W，此时冷凝两相区已达到最长，冷凝器利用率达到最大。随着热载荷增加，系统工作温度会升高。因此，工作温度会呈现出“V”型。

式中：QHL为蒸发器向储液器的漏热量，W；QSC为回流工质过冷量，即为负值，W；QCC-A表示储液器向环境的散热，W。

在本实验中，重力环境中100～300 W 热载荷下DCCLHP-2 蒸发器和冷凝器各个测点的温度随时间变化曲线如图6 所示，清晰地表明了热管工作温度与冷凝器利用率之间的关系。随着热载荷的增加，冷凝器各个测点的温度变化表明了冷凝器内气液界面位置的不同，也即是冷凝器内气液两相区长度的变化。例如，在100 W 工况时，冷凝器-5～冷凝器-3 各个测点的温度均先升高而后依次降低，这表明在环路热管运行过程中，气液界面依次回退至冷凝器-2 和冷凝器-3 之间的某个位置，冷凝器内气液两相区的长度较短。当热载荷增大至150 W 时，气液界面已经推进至冷凝器-3 和冷凝器-4 测点之间的某个位置。随着热载荷继续增大至250 W 和300 W，气液界面推进至冷凝器出口，冷凝器利用率达到最大。

图6 不同热载荷下DCCLHP-2 蒸发器和冷凝器测点温度变化曲线Fig. 6 Temperature curves of evaporator and condenser measuring points of DCCLHP-2 under different heat loads

2.2 过载加速度环境

与地面重力环境相比，加速度环境中需考虑加速度大小和方向的影响。为此，本节在工质受力分析的基础上建立了回路流阻预测模型，结合实验结果阐述了2 套DCCLHP 的工作性能及其工作机理。

2.2.1 受力分析与回路流阻预测模型

图7 给出了逆加速度下DCCLHP 蒸发器与液体管线内工质受力分析图（由于工质液态时密度要远高于气态，因此蒸气管线中气态工质所受加速度的影响可忽略不计）。

工质通过液体引管进入蒸发器后，在dx微元上受力如图7（a）所示，前后流体会对其产生压力作用，分别为px和px+dx，其差值便是推动工质向前流动的动力，同时流动时工质还会受到毛细抽吸 力Δpcap，up和Δpcap，down，内壁的摩擦力Δpf，up和Δpf，down，重力ΔpG，离心力Δpa以及壁面支持力ΔpN（单位均为Pa）。 在较大加速度时，由于离心力的作用，液体干道以及毛细芯内液体工质可能出现偏心，无法充分润湿毛细芯，这会导致其与热源接触不充分，恶化换热效果，严重时可能会局部烧干。在图7（b）给出的液体管线中，工质受到的离心力会阻碍其流回蒸发器，同时还会受到指向管壁的科里奥利力Δpc。

图7 逆加速度环境中工质受力分析图Fig. 7 Force analysis diagram of working fluid under inverse acceleration field

DCCLHP 工作性能与流阻密切相关，其回路流动阻力预测模型通过下面的方法建立。

加速度环境中，DCCLHP 回路总流阻计算公式为

式中：等号右边的各流阻分别来自蒸气槽道、蒸气管线、冷凝器两相区、冷凝器单相区、液体管线、液体引管、毛细芯和加速度。

系统的总流阻ΔpTOTAL由毛细芯外径表面处液体蒸发产生的毛细力来平衡。其中加速度产生的附加压力为

式中：ρ为工质密度，kg/m3；a为加速度，逆加速度为正值，m/s2；l为工质流动长度，m。

在加速度环境中，回路流阻会受到加速度方向和大小影响。很明显，逆加速度时总流阻与加速度大小成正相关。

DCCLHP 工质质量流量计算式为

式中：QEVA为DCCLHP 热载荷，W；m为质量流量，kg/s；h为蒸发潜热，J/kg。

下面给出DCCLHP 各部件的单相或两相压降主要计算方法。

1）蒸气/液体管线和冷凝器单相区等均视为光滑小管径圆管，采用Darcy-Weisbach 公式［25］计算单相流阻：

式中：f为摩擦因子；u为工质流速，m/s。

2） 冷凝器两相区流阻包含摩擦流阻Δp2ϕf和加速流阻Δp2ϕα，前者基于分相流模型计算，即

式中：下角标l 表示液态工质；x为质量含气率，且xin≈1，xout≈0；ϕl2为两相乘子，可选择广泛应用的Lockhart-Martinelli 方法［26-27］计算，即

式 中 ：X为 Martinelli 参数 ，且X=)，下角标v表示气态工质；C为Chisholm 参数，取值与气/液相流动状态有关，C11=5，C21=10，C12=12，C22=20，下角标的2 个数字分别表示液体和气体的流态，1 表示黏性流即层流状态，2 代表湍流状态。

两相加速流阻计算式为

式中：q表示工质质量流速，kg/（m2·s）；α表示截面含气率，考虑到一致性，采用Lockhart-Martinelli 关联式［25］计算，即

3） 蒸气槽道内流阻按式（5）计算，而毛细芯内流阻采用Darcy 定律计算，公式如下：

式中：LW为毛细芯长度；K为毛细芯渗透率；dW，O和dW，I分别为毛细芯外、内径。

2.2.2 流阻对DCCLHP 工作性能影响

基于建立的预测模型，图8 给出了重力环境和加速度环境中2 套DCCLHP 系统回路总流阻理论计算结果。由式（4）可知，随着热载荷的增加，工质质量流量增大，故重力环境中系统总流阻不断上升。当热载荷分别为100、150、200、250、300 W 时，重力环境中DCCLHP-1 回 路总流 阻 分 别 为 1.5、3.0、4.8、6.5、8.4 kPa，DCCLHP-2回路总流阻分别为2.3、4.7、7.6、9.9、13.6 kPa。由于相同流量下，蒸气流速远高于液体，使得蒸气管线内流阻占比要远大于液体管线，因此具有较长蒸气管线的DCCLHP-2 内部循环流阻要明显高于DCCLHP-1，与理论计算结果相符。

图8 逆加速度下2 套DCCLHP 回路流阻理论计算Fig. 8 Theoretical total pressure drop of two DCCLHPs under inverse acceleration

为了更好地解释逆加速度环境中2 套DCCLHP 流阻与运行状况的关系，图9 给出了逆加速度环境中所有实验工况下2 套DCCLHP 总流阻中的加速度影响占比。

结合图8（a）和图8（b），热载荷上升，循环工质质量流量增大，导致回路流阻增加。然而式（3）表明，加速度引起的压力变化与流量无关，故同一加速度下其额外增加的流阻并未有明显变化。因此热载荷增大时，加速度引起的阻力在DCCLHP 流阻中占比会降低，这与图9 曲线变化趋势一致。以DCCLHP-1 为例，7g时加速度影响占比最高，且随着热载荷增加，其占比由最高93%（100 W）下降到70%（300 W）。此外，同一热载荷下，随着加速度的增加，加速度的附加阻力增大，影响占比明显升高。

图9 逆加速度下2 套DCCLHP 总流阻中的加速度影响占比理论计算结果Fig. 9 Theoretical proportion of acceleration effect on total pressure drop of DCCLHPs under inverse acceleration

尽管重力环境中DCCLHP-1 回路流阻低于DCCLHP-2，但在逆加速度环境中，随着加速度的增大，DCCLHP-1 的回路流阻逐渐高于DCCLHP-2，且加速度越大，回路流阻差值越大。如在250 W、不同逆加速度环境中，DCCLHP-1在1g、3g、5g、7g下 的 流 阻 分 别 为9.4、15.0、20.7、26.3 kPa，而DCCLHP-2 则为10.9、13.0、15.1、17.1 kPa。由图9 可以看出，DCCLHP-1中逆加速度影响占比明显高于DCCLHP-2，这主要是因为前者液体管线较长，加速度引起的液体管线的流阻更大，故占回路总流阻的比例更高。如200 W 时，1g、3g、5g、7g逆加速度环境中DCCLHP-1 的加速度影响占比分别为37%、64%、75%、81%，而DCCLHP-2 则降为12%、29%、41%、49%。

回路流阻较大时所需提供的毛细力更大。图10 给出了大、小2 种毛细力下的弯月面形状示意，当回路流阻较大时，弯月面半径较小以提供大毛细力，维持工质循环流动，而此时弯月面（即气液两相界面）距离蒸发器壳体较远，换热热阻会有所升高。

图10 弯月面形状与毛细力大小的关系示意图Fig. 10 Relationship between meniscus and capillary force

此外，流阻增大也会使得弯月面与储液器内气液界面间的饱和压差增加，而这两处气液界面间的热力关系满足Clausius-Clapeyron 方程，即式（11），这表明温差也会增加，故蒸发器向储液器的漏热量增大。根据式（1）给出的储液器能量平衡公式，这会导致储液器温度升高并达到新的热平衡，系统中这部分热量无法被散走，势必会导致蒸发器温度上升。因此，DCCLHP-2 在重力环境中工作温度高于DCCLHP-1（见图5），同时这也将导致逆加速度时DCCLHP 工作温度高于重力环境。

式中：TCC、pCC、TM和pM分别为储液器内气液界面和弯月面的饱和温度与饱和压力。

综合受力分析和流阻计算可以看出：实验条件下，逆加速度会增加DCCLHP 回路总流阻，导致蒸发器传热效果变差且漏热增加，不利于系统工作。

2.2.3 工作性能对比

DCCLHP 具有良好的控温特性，这主要是由改变冷凝器有效冷凝面积来实现的。不同工作条件下，冷凝器利用率不同，其工作温度和热导也会发生相应变化，因此两者可以反映出DCCLHP 的工作性能。

从传热学分析可知，DCCLHP 的热导G可由式（12）计算：

式中：TEVA为蒸发器表面温度，即工作温度，K；TS为冷板进出口水的平均温度，K。

图11 给出了1g～7g和100～300 W 实验条件下2 套DCCLHP 工作温度测量结果。可以看出，在相同热载荷下，随着逆加速度的增加（包括重力环境），DCCLHP 工作温度也升高。由2.2.1 节的机理分析可知，此时加速度对液体管线内工质回流产生了明显的负面作用，回路流阻增加导致系统无法稳定运行。此外，加速度还会使毛细芯内工质分布不均，增大芯内含气率，2 个不利因素叠加，导致蒸发器温度上升。由图11（a）可知，在相同热载荷下，随着逆加速度的增加，DCCLHP-1很容易发生超温现象。根据图8（a）的理论计算，热载荷分别为100、150、200、250、300 W 时，7g条件下回路总流阻分别达到22.0、23.4、25.0、26.3、28.0 kPa，如此高的阻力导致系统均无法达到稳态。

图11 逆加速度下2 套DCCLHP 工作温度变化Fig. 11 Operating temperature vs heat load of two DCCLHPs under inverse acceleration

对比图11（a）和图11（b）可知，重力以及1g和3g小逆加速度、250～300 W 大热载荷时DCCLHP-2 工作温度高于DCCLHP-1，如1g和300 W 工 况 下，DCCLHP-1 和DCCLHP-2 工 作温度分别为37.1 ℃和43.7 ℃。而DCCLHP-2可以在除100 W 外的所有工况下达到稳态。结合前述回路内流阻理论分析结果，在较小逆加速度环境中，相对于DCCLHP-2，DCCLHP-1 回路总流阻小，如1g和300 W 工况下，DCCLHP-1 和DCCLHP-2 对应回路总流阻分别为11.2 kPa 和14.6 kPa，故DCCLHP-1 漏热小，工作温度较低。而在较大逆加速度环境中，尤其是超过3g后，DCCLHP-1 回路总流阻显著增大并超过DCCLHP-2，故其工作温度也高于DCCLHP-2，且仅在5g和250 W 工况下能达到稳态。相比之下，DCCLHP-2 表现出的抗较大过载的能力更突出。因此，如需提高环路热管工作性能，可以通过缩短蒸气管线长度（在较小逆加速度时）或缩短液体管线长度（在较大逆加速度时）实现。

图12 给出了不同加速度方向和大小，以及热载荷工况下2 套DCCLHP 热导变化。可以看出，不同工况下的热导几乎均呈现先快速增加后趋于稳定的变化趋势。基于前面对“V”型曲线的机理分析，热导规律仍与冷凝器的利用率有关，热导明显增加时DCCLHP 工作在可变热导区；当热载荷较大时，热导变化较小，DCCLHP 工作在固定热导区［2］。

值得说明的是，固定热导区并不代表热导是固定不变的［28］。图12 也显示固定热导区的热导值并未完全保持不变。这是因为，热载荷增加导致运行温度升高，工质物性参数发生变化，而热载荷增加也会导致工质流量增加，上述因素同时改变，使得工质在热端和冷端的传热热阻均发生变化，系统总热阻无法保持恒定。而系统热导是热阻的倒数，故系统热导会呈现小幅度变化。此外，加速度效应还有可能对蒸发器和冷凝器内两相过程产生影响，这涉及到复杂的两相力热耦合过程，可能是有利的，也可能是不利的。因此，造成固定热导区内环路热管的热导值增大或减小的原因可能是加速度效应与工质温度变化耦合作用的结果。

图12 逆加速度下2 套DCCLHP 热导变化Fig. 12 Thermal conductance vs heat load of two DCCLHPs under inverse acceleration

此外，图12（a）表明逆加速度的负面影响会使DCCLHP-1 热导有所下降。250 W 条件下，重力环境中DCCLHP-1 热导为20.75 W/K，1g、3g、5g时则分别降为18.80、14.01、9.84 W/K。3g及更大逆加速度时固定热导区未能保持，分析原因可能是，由于DCCLHP-1 液体管线较长，大逆加速度效应能显著增大回路总流阻，导致回流液体过冷量无法平衡蒸发器向储液器的漏热，因此DCCLHP-1 很容易无法达到稳态，在5g和7g时几乎都不能运行至稳定状态，工作温度超温，不能采用固定热导区的概念来描述。

DCCLHP-2 热导变化较为规律，0～7g逆加速度范围内可变热导区均为100～200 W 区间，固定热导区则均为200～300 W，这表明其工作模式的临界值并未因加速度的作用而发生明显改变。导致这一现象的原因可能如下：根据DCCLHP-2各部分流阻的计算分析结果，在重力环境中液体管线的流阻很小，蒸气管线和毛细芯的流阻较大，占回路总流阻的大部分。根据图8（b）和图9 可知，逆加速度环境中，由加速度引起的附加流阻相对于回路总流阻较小，DCCLHP-2 工作模式受加速度影响较小，与重力环境中类似。另外，由于DCCLHP-2 回路总流阻最大为17.1 kPa（对应7g逆加速度、300 W 热载荷工况），相对于毛细芯提供的最大毛细力（约30 kPa）仍较小，环路热管工作模式仍然主要受毛细芯提供的毛细力控制，其可变热导区和固定热导区变化较小。结合图12（b）和图12（c）中的热导变化曲线可以看出，不同加速度条件下DCCLHP-2 由可变热导区转变为固定热导区的临界热载荷为200 W左右。

3 结 论

针对2 套DCCLHP，实验研究了不同加速度大小、热载荷、热管结构形式下的稳态工作性能，基于工质受力分析建立了加速度环境中DCCLHP 系统流阻预测模型，分析了逆加速度环境中DCCLHP 的工作机理，主要结论如下：

1） 在重力环境中，随热载荷增加2 套DCCLHP 工作温度的变化曲线均呈“V”型。相对于DCCLHP-1，DCCLHP-2 蒸气管线较长，总流阻较大，工作温度较高。

2）随热载荷增大，DCCLHP 总流阻增大，而加速度引起的附加阻力在总流阻中占比减小。相同热载荷时，加速度越大，由其引起的附加阻力越大。DCCLHP-1 中加速度影响占比明显高于DCCLHP-2。在7g和300 W 时DCCLHP-1回路总流阻达到最大28.0 kPa，加速度影响占比为70%。加速度引起的回路流阻增大会导致蒸发器向储液器漏热增大，工作温度升高。

3）相对于DCCLHP-2，在加速度大于3g时DCCLHP-1 很难达到稳态。随着热载荷增加，DCCLHP-2 热导先增加后小幅变化；且不同加速度大小下，DCCLHP-2 可变热导区和固定热导区的临界热载荷均为200 W 左右。总的来看，在5g和7g、150～300 W 工况下，或者1g和3g、小热载荷工况下，DCCLHP-2 工作性能要明显优于DCCLHP-1。

本文的研究成果可为机载电子设备冷却用DCCLHP 的设计提供参考，如需提高环路热管工作性能，可以通过缩短蒸气管线长度（在较小逆加速度时）或缩短液体管线长度（在较大逆加速度时）实现。